Cours de Mécanique des Fluides
Jean-François Sini
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Jean-François Sini. Cours de Mécanique des Fluides. Engineering school. France. 2006, pp.213.
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publics ou privés.
MECANIQUE DES FLUIDES
__________________
Jean-François SINI
2008
AVANT-PROPOS
Ce document polycopié correspond au support de cours de Mécanique des Fluides enseigné en première année à
l’École Centrale. Il constitue une introduction à l’étude des phénomènes de transport de masse, de quantité de
mouvement et d’énergie dans les écoulements de fluides.
La première partie (chapitres 2 à 9) présente les notions et principes généraux de la thermodynamique et de la
Mécanique qui permettent d’établir les équations de bilans dans un fluide. Leur formalisation en écriture locale dans
le cas des fluides usuels aboutit aux équations dites de Navier-Stokes. Ces développements généraux, associés à un
formalisme rigoureux, peuvent apparaître quelque peu théoriques aux yeux d’un élève ingénieur, mais ils constituent
la base indispensable de l’analyse des systèmes fluides. Ils permettent de cerner les approximations usuelles
généralement utilisées dans l’étude simplifiée des écoulements industriels complexes. À ce propos, le chapitre 10
présente les notions essentielles permettant de réduire consciemment le système de Navier-Stokes et de justifier au
cas par cas les hypothèses simplificatrices qui conduisent aux différentes classes d’approximations de la Mécanique
des Fluides.
La deuxième partie du document (chapitres 11 à 15), après quelques éléments de Statique et des (rares) solutions
exactes des équations de Navier-Stokes, présente un aspect plus appliqué, adapté à la formation d’un ingénieur
généraliste. Les équations de bilans intégraux de masse, de quantité de mouvement et d’énergie, illustrées ici sur le
cas simple des écoulements de conduites, permettent d’aborder d’un point de vue global, de nombreux problèmes
courants de la Mécanique des Fluides Industrielle. L’essentiel des manipulations de Travaux Pratiques porte sur
l’illustration de ces notions.
Un enseignement complémentaire électif est proposé en 2ème année aux élèves qui le souhaitent(*). Il s’agit non
pas tant d’étendre les concepts ou le contenu au-delà de ce qui est présenté ici, mais de mettre en œuvre les acquis
sur des applications industrielles concrètes par l’étude de quelques classes d’approximations.
Pour la rédaction de ce cours polycopié, j’ai utilisé librement de nombreux ouvrages classiques et quelques
documents de certains collègues, tous disponibles à la bibliothèque de l’École Centrale. J’espère que ce polycopié
constituera une invitation à la lecture de ces livres.
Jean-François Sini
Nantes, le 4 juillet 2006
(*)
Cet enseignement électif (MFLAP), incontournable pour les options Hydrodynamique Navale et Génie Océanique et
Mécanique des Fluides Numérique, est fortement recommandé pour les élèves s’orientant en 3ème année vers les options
Energétique & Environnement et Génie Civil… les autres sont aussi les bienvenus!
I
SOMMAIRE
Chapitre 1 Vecteurs et tenseurs................................................................................................................ 1
1.1 Vecteurs........................................................................................................................................................ 1
1.1.1 Espace vectoriel Euclidien......................................................................................................................... 1
1.1.2 Convention de l’indice muet...................................................................................................................... 2
1.1.3 Changement de base .................................................................................................................................. 2
1.2 TENSEURS........................................................................................................................................................... 3
1.2.1 Définitions ................................................................................................................................................. 3
1.2.2 Changement de base .................................................................................................................................. 4
1.2.3 Opérations sur les tenseurs ........................................................................................................................ 5
1.2.4 Le tenseur d’orientation ............................................................................................................................. 7
1.3 OPÉRATEURS VECTORIELS ET TENSORIELS ......................................................................................................... 8
1.3.1 Notations.................................................................................................................................................... 8
1.3.2 Définitions ................................................................................................................................................. 8
1.3.3 Notation dyadique.................................................................................................................................... 10
1.3.4 Identités ................................................................................................................................................... 11
1.3.5 Relations intégrales.................................................................................................................................. 11
PREMIERE PARTIE
Chapitre 2 Introduction .......................................................................................................................... 15
2.1 CONCEPTS GÉNÉRAUX ...................................................................................................................................... 15
2.1.1 L’état fluide ............................................................................................................................................. 15
2.1.2 Le concept de milieu continu................................................................................................................... 16
2.1.3 Limites de l’hypothèse de continuité ....................................................................................................... 18
2.1.4 Surfaces de discontinuité ......................................................................................................................... 18
2.2 PROPRIÉTÉS THERMODYNAMIQUES DES FLUIDES .............................................................................................. 18
2.2.1 Axiome de l’équilibre local ..................................................................................................................... 18
2.2.2 Équation d’état......................................................................................................................................... 19
2.2.3 Premier principe et énergie interne .......................................................................................................... 20
2.2.4 Second principe et entropie...................................................................................................................... 23
2.2.5 Forme différentielle de l’énergie interne et de l’entropie ........................................................................ 24
2.2.6 Équations d’état canoniques, enthalpie.................................................................................................... 26
2.2.7 Quelques définitions ................................................................................................................................ 26
I
II
Chapitre 3 Cinématique .......................................................................................................................... 29
3.1 DESCRIPTION DU MOUVEMENT ..........................................................................................................................29
3.1.1 Notions de référentiel et de configuration ................................................................................................29
3.1.2 Description Lagrangienne ........................................................................................................................30
3.1.3 Description Eulerienne .............................................................................................................................31
3.2 DÉRIVÉE PARTICULAIRE ....................................................................................................................................31
3.2.1 Taux de variation d’une grandeur matérielle............................................................................................31
3.2.2 Accélération d’une particule fluide ..........................................................................................................33
3.3 RÉFÉRENTIEL INERTIEL ET RÉFÉRENTIEL RELATIF .............................................................................................33
3.4 LIGNES FLUIDES ................................................................................................................................................34
3.4.1 Trajectoires...............................................................................................................................................34
3.4.2 Lignes de courant .....................................................................................................................................35
3.4.3 Lignes d’émission.....................................................................................................................................36
Chapitre 4 Déformation et rotation........................................................................................................ 37
4.1 TRANSLATION ...................................................................................................................................................37
4.2 ROTATION .........................................................................................................................................................38
4.3 DILATATION ......................................................................................................................................................39
4.4 CISAILLEMENT ..................................................................................................................................................40
4.5 DÉCOMPOSITION DU MOUVEMENT GÉNÉRAL D’UNE PARTICULE ........................................................................42
4.5.1 Cas 2D......................................................................................................................................................42
4.5.2 Cas 3D......................................................................................................................................................43
4.5.3 Taux de d’allongement d’un segment fluide ............................................................................................43
4.6 TENSEUR DES TAUX DE DÉFORMATION ET TENSEUR DES TAUX DE ROTATION ...................................................44
Chapitre 5 Théorèmes de transport ....................................................................................................... 47
5.1 VOLUMES ET SURFACES DE CONTRÔLE..............................................................................................................47
5.2 FORMULATION DES THÉORÈMES DE TRANSPORT ...............................................................................................48
5.2.1 Cas général d’un volume de contrôle arbitraire........................................................................................48
5.2.2 Cas d’un volume de contrôle fixe.............................................................................................................50
5.2.3 Cas d’un volume de contrôle matériel Vm(t) ...........................................................................................50
5.2.4 Expression du théorème de transport en vitesse relative ..........................................................................50
5.2.5 Théorème de transport pour un champ vectoriel ......................................................................................50
5.3 FORMES ALTERNATIVES DES THÉORÈMES DE TRANSPORT .................................................................................50
5.4 THÉORÈMES DE TRANSPORT EN PRÉSENCE D’UNE SURFACE SINGULIÈRE...........................................................51
5.5 APPLICATIONS...................................................................................................................................................52
5.5.1 Le taux de dilatation volumique ...............................................................................................................52
5.5.2 L’équation de continuité...........................................................................................................................53
Chapitre 6 Le tenseur des contraintes.................................................................................................... 55
6.1 EFFORTS À DISTANCE - EFFORTS DE CONTACT ...................................................................................................55
6.1.1 Schéma macroscopique des contraintes ...................................................................................................55
6.1.2 Propriété des contraintes locales...............................................................................................................56
6.2 LE TENSEUR DES CONTRAINTES .........................................................................................................................57
6.2.1 Représentation des forces de surface par le tenseur des contraintes.........................................................57
6.2.2 Composantes du tenseur des contraintes ..................................................................................................59
6.2.3 Symétrie du tenseur des contraintes .........................................................................................................59
6.2.4 Notion de pression statique ......................................................................................................................60
6.2.5 Le tenseur des contraintes visqueuses ......................................................................................................62
Chapitre 7 Équations de bilans............................................................................................................... 65
7.1 FORME GÉNÉRALE D’UN PRINCIPE DE BILAN .....................................................................................................65
7.2 ÉQUATION DE BILAN DE MASSE .........................................................................................................................66
II
III
7.3 ÉQUATION DE BILAN DE QUANTITÉ DE MOUVEMENT ........................................................................................ 66
7.3.1 Formes macroscopiques........................................................................................................................... 66
7.3.2 Formes locales ......................................................................................................................................... 68
7.4 THÉORÈME DE L’ÉNERGIE CINÉTIQUE ............................................................................................................... 69
7.5 ÉQUATION DE BILAN DE L’ÉNERGIE .................................................................................................................. 71
7.6 ÉQUATION DE BILAN DE L’ÉNERGIE INTERNE.................................................................................................... 73
7.7 FORME ENTHALPIQUE DU BILAN D’ÉNERGIE ..................................................................................................... 74
7.8 ÉQUATION DE BILAN DE L’ENTROPIE ................................................................................................................ 74
Chapitre 8 Lois de comportement .......................................................................................................... 77
8.1 PRINCIPES GÉNÉRAUX ...................................................................................................................................... 77
8.1.1 Introduction ............................................................................................................................................. 77
8.1.2 Axiomatique des lois de comportement................................................................................................... 78
8.2 RELATIONS LINÉAIRES ENTRE FORCES ET FLUX ................................................................................................ 79
8.2.1 Cas de la quantité de chaleur - Loi de Fourier ......................................................................................... 80
8.2.2 Cas de la quantité de mouvement - Loi de Newton ................................................................................. 81
8.3 LES FLUIDES NON NEWTONIENS ........................................................................................................................ 85
8.3.1 Les fluides non newtoniens indépendants du temps ................................................................................ 86
8.3.2 Les fluides non newtoniens dépendants du temps ................................................................................... 87
8.3.3 Les fluides visco-élastiques ..................................................................................................................... 87
8.4 QUELQUES PROPRIÉTÉS PHYSIQUES DES FLUIDES ............................................................................................. 88
8.4.1 La viscosité .............................................................................................................................................. 88
8.4.2 La conductivité thermique ....................................................................................................................... 88
8.4.3 La diffusivité matérielle........................................................................................................................... 89
8.4.4 Les nombres adimensionnels du transport diffusif .................................................................................. 89
Chapitre 9 Les équations de Navier-Stokes........................................................................................... 91
9.1 ÉTABLISSEMENT DES ÉQUATIONS ..................................................................................................................... 91
9.1.1 Introduction ............................................................................................................................................. 91
9.1.2 Quantité de mouvement ........................................................................................................................... 91
9.1.3 Énergie interne......................................................................................................................................... 92
9.2 TABLEAU RÉCAPITULATIF ................................................................................................................................ 93
9.2.1 Le système d’équations complet.............................................................................................................. 93
9.2.2 Cas d’un fluide parfait ............................................................................................................................. 94
9.2.3 Cas d’un fluide isovolume ....................................................................................................................... 94
9.3 LES DIFFÉRENTES APPROCHES DE RÉSOLUTION ................................................................................................ 94
Annexe du chapitre 9 ........................................................................................................................................ 97
Chapitre 10 Analyse dimensionnelle ...................................................................................................... 99
10.1 INTRODUCTION ............................................................................................................................................... 99
10.1.1 Échelles caractéristiques et estimations a priori .................................................................................. 100
10.1.2 Nombres sans dimension ..................................................................................................................... 101
10.2 PRINCIPE DE L’ANALYSE DIMENSIONNELLE .................................................................................................. 103
10.2.1 Exemple ............................................................................................................................................... 103
10.2.2 Le Théorème Π ou théorème de Vaschy-Buckingham........................................................................ 104
10.3 ÉQUATIONS DE NAVIER-STOKES ADIMENSIONNELLES.................................................................................. 107
10.3.1 Établissement des équations ................................................................................................................ 107
10.3.2 Interprétation du nombre de Reynolds................................................................................................. 109
10.3.3 Interprétation du nombre de Froude .................................................................................................... 110
10.3.4 Équation adimensionnelle pour l’énergie ............................................................................................ 110
10.4 ANALYSE DE SIMILITUDE .............................................................................................................................. 112
10.4.1 Cas des écoulements isovolumes ......................................................................................................... 112
10.4.2 Cas des écoulements compressibles..................................................................................................... 114
10.5 LES PRINCIPAUX NOMBRES SANS DIMENSION ............................................................................................... 115
III
IV
DEUXIEME PARTIE
Chapitre 11 Statique des fluides ........................................................................................................... 119
11.1 GÉNÉRALITÉS ................................................................................................................................................119
11.1.1 Le théorème d’Archimède....................................................................................................................120
11.1.2 Équilibres pseudo-statiques ..................................................................................................................122
11.1.3 Fluides compressibles...........................................................................................................................123
11.2 HYDROSTATIQUE ..........................................................................................................................................125
11.2.1 Hypothèses de base ..............................................................................................................................125
11.2.2 Résultante de pression sur une paroi ....................................................................................................125
11.2.3 Application à la mesure de la pression statique....................................................................................127
11.2.4 Phénomènes de tension superficielle....................................................................................................129
Chapitre 12 Quelques solutions exactes de Navier-Stokes ................................................................. 133
12.1 LES ÉCOULEMENTS PARALLÈLES ...................................................................................................................133
12.1.1 Équations pour les écoulements parallèles en canal .............................................................................133
12.1.2 Équations pour les écoulements parallèles en rotation .........................................................................135
12.1.3 Équations pour les écoulements parallèles en conduite........................................................................136
12.2 ÉCOULEMENTS ENTRE DEUX PLAQUES PLANES .............................................................................................136
12.2.1 Écoulement dans un canal bidimensionnel...........................................................................................136
12.2.2 Écoulement de Couette.........................................................................................................................139
12.2.3 Premier problème de Stokes .................................................................................................................140
12.3 DIFFUSION D’UN FILAMENT TOURBILLONNAIRE ............................................................................................142
12.4 ÉCOULEMENT DE POISEUILLE DANS UNE CONDUITE CYLINDRIQUE ...............................................................145
12.4.1 Grandeurs cinématiques et dynamiques ...............................................................................................146
12.4.2 Grandeurs énergétiques ........................................................................................................................147
12.4.3 Limites de validité ................................................................................................................................148
12.5 NOTIONS DE TURBULENCE ............................................................................................................................149
12.5.1 Généralités............................................................................................................................................149
12.5.2 Formules empiriques pour les écoulements en conduites.....................................................................150
Chapitre 13 Notions de bilans intégraux.............................................................................................. 155
13.1 INTRODUCTION .............................................................................................................................................155
13.2 BILAN INTÉGRAL DE MASSE ..........................................................................................................................158
IV
V
Chapitre 14 Bilans d’énergie cinétique ................................................................................................ 161
14.1 FORMULATION GÉNÉRALE ............................................................................................................................ 161
14.1.1 Bilan macroscopique sur un volume arbitraire .................................................................................... 161
14.1.2 Formulation pour les écoulements internes ......................................................................................... 163
14.2 RELATION DE BERNOULLI POUR LES FLUIDES VISQUEUX .............................................................................. 164
14.2.1 Établissement de la relation intégrale .................................................................................................. 164
14.2.2 Exemple et interprétation graphique .................................................................................................... 169
14.3 RELATION DE BERNOULLI POUR LES FLUIDES PARFAITS ............................................................................... 172
14.3.1 La formulation locale pour un fluide isovolume.................................................................................. 172
14.3.2 Écoulements irrotationnels de fluides parfaits isovolumes .................................................................. 174
14.3.3 Le cas des fluides barotropes ............................................................................................................... 175
14.4 EXEMPLES D’APPLICATION ........................................................................................................................... 176
14.4.1 Écoulements par des orifices ............................................................................................................... 176
14.4.2 Pression d’arrêt .................................................................................................................................... 178
14.4.3 Mesures de la pression dans un écoulement ........................................................................................ 179
14.4.4 Mesures des débits............................................................................................................................... 181
Chapitre 15 Bilans de quantité de mouvement ................................................................................... 187
15.1 THÉORÈME DES QUANTITÉS DE MOUVEMENT POUR LES ÉCOULEMENTS STATIONNAIRES ISOVOLUMES......... 187
15.1.1 Établissement de la relation intégrale .................................................................................................. 187
15.1.2 Cas particulier des écoulements internes ............................................................................................. 188
Cas des écoulements internes stationnaires de fluides isovolumes................................................................. 189
15.2 EXEMPLES D’APPLICATION ........................................................................................................................... 191
15.2.1 Poussée dans un coude......................................................................................................................... 191
15.2.2 Perte de charge dans un élargissement brusque ................................................................................... 193
15.2.3 Puissance d’une hélice ......................................................................................................................... 195
Annexe 1 Coordonnées cartésiennes .................................................................................................... 200
Annexe 2 Coordonnées cylindriques .................................................................................................... 202
Annexe 3 Coordonnées sphériques....................................................................................................... 204
Annexe 4 Propriétés physiques des fluides .......................................................................................... 206
Index........................................................................................................................................................ 209
Bibliographie sommaire ........................................................................................................................ 213
Ouvrages conseillés pour les Travaux en Autonomie ......................................................................... 213
V
VI
VI
Chapitre 1 Vecteurs et tenseurs
Ce chapitre présente l’essentiel des notions mathématiques portant sur les opérateurs vectoriels et tensoriels et la
notation indicielle, qui est largement utilisée dans le cours de Mécanique des Fluides.
On consultera les références [1] ou [6] pour une présentation plus rigoureuse et plus détaillée.
1.1 Vecteurs
1.1.1 Espace vectoriel Euclidien
La Cinématique Classique est construite à partir de l’espace euclidien E de dimension 3 dont les éléments sont
des points et d’une définition du temps, ou chronologie, le temps étant représenté par la variable réelle t. À un
r
couple de points (P,Q) correspond un élément x d’un espace vectoriel euclidien E de dimension 3, soit
r →
r
r
r r
(P,Q) → x = PQ . On définit le produit scalaire de x et de y , noté x g y , comme l’application bilinéaire symétrique
de (ExE) dans l’ensemble des réels R dont la forme quadratique est définie positive:
r
r r
r r
r r
(ax + by) g z = a(x g z) + b(y g z) , ∀(a, b)∈R ,
r r r r
xg y = ygx
r r r
x2 = x g x ≥ 0
r r r
r
r
Ayant fait le choix d’une base e1 , e 2 , e3 ou ei (i=1, 2, 3) de E, x s’exprime sous forme de la combinaison
linéaire:
3
r
r
r
r
r
x = x1e1 + x 2 e2 + x 3 e3 = ∑ x i ei
(1.1)
i =1
r
où les xi sont les composantes de x . La base est orthonormée si et seulement si
r r
ei .e j = δ ij (i, j = 1, 2, 3)
où δij est le symbole de Kronecker
 = 1si i = j (δ11 = δ 22 = δ33 =1)
δij = 
 = 0si i ≠ j (δ12 = δ21 = ... = δ32 = 0)
Les δij sont les éléments de la matrice unité. Sauf mention explicite contraire, nous n’utiliserons dans ce cours que
des bases orthonormées.
2
1.1.2 Convention de l’indice muet
On convient d’écrire la relation (1.1) sous la forme:
r
r
x = x i ei
(1.2)
Selon cette convention (dite convention d’Einstein), lorsqu’un indice est répété 2 fois dans un monôme, ce
monôme représente en fait la somme de tous les termes obtenus en donnant à cet indice les valeurs 1, 2, 3. L’indice i
dans (1.2) est dit muet car la lettre qui le représente est sans importance; par exemple, x i y i et x j y j désignent le
r r
même produit scalaire x g y .
Il n’est pas inutile de préciser ici quelques indications sur l’utilisation de cette convention d’écriture.
Dans une relation, un indice non muet est dit franc; il ne peut apparaître qu’une seule fois dans un même
monôme. Ainsi dans la relation
Ti = Σ ij n j
(1.3)
i est un indice franc alors que j est un indice muet.
? Il faut toujours désigner un indice muet par une lettre différente de celles qui sont utilisées pour les indices
francs.
r
r
Notons que (1.3) exprime que T est une forme linéaire de n et la matrice Σij représente dans la base considérée
r r
l’opérateur linéaire T → n . En supposant qu’on ait aussi
n i = A ij m j
alors la substitution dans (1.3) devra s’écrire
Ti = Σij A jk m k
? Ceci montre clairement que 2 indices muets qui interviennent dans le même monôme doivent toujours être
désignés par 2 lettres différentes.
1.1.3 Changement de base
r
r
r
Soient ei* et ei deux bases orthonormées de E. Les vecteurs ei* peuvent naturellement s’exprimer comme des
r r r
combinaisons linéaires des vecteurs e1 , e2 et e3 :
r
r
ei* = Pij e j
(1.4)
r
En multipliant scalairement les deux membre de (1.4) par ek il vient
r r
r r
ei* .ek = Pij e j .ek = Pij δ jk = Pik
r
r r r
r
et l’on observe que Pik est à la fois la composante de ei* sur ek dans la base (e1 , e 2 , e3 ) et aussi la composante de
r
r
r r r
ek sur ei* dans la base (e1* , e 2* , e3* ) . On peut donc écrire:
r
r
ei = Pji e*j
(1.5)
2
3
La comparaison de (1.4) et (1.5) montre que les matrices transposées Pij et Pji sont également réciproques;
elles sont donc orthogonales.
Pik Pjk = δij
Ceci s’écrit en notation indicielle:
; Pki Pkj = δ ij
P PT = PT P = 1
et en notation matricielle:
r
r
r
Désignons par x i et x *i les composantes d’un même vecteur x dans les bases ei et ei* ; on obtient en utilisant
(14) et (15):
r
r
r
r
x = x *i ei* = x*i Pij e j = x j e j
r
r
r
r
x = x i ei = x i Pji e*j = x*j e*j
ce qui donne les relations de changement de base:
x*i = Pij x j
x i = Pji x*j
et en notation matricielle:
r
r
x* = P x
r
r
x = PT x *
1.2 Tenseurs
1.2.1 Définitions
r
Un tenseur Σ du second ordre est un opérateur linéaire qui fait correspondre à tout vecteur n de E un vecteur
r
r
r
T de E et l’on écrit T = L (n) . Il est défini de manière unique par les 3 vecteurs:
r
r
L (ei ) = Tij e j
r
c’est-à-dire par les 9 nombres Tij appelés composantes du tenseur dans la base orthonormée ei , ou encore par la
matrice T d’éléments Tij .
r
r
La donnée de 2 vecteurs A et B permet de définir un tenseur par l’application linéaire
r r rr
n → A(B.n)
(1.6)
r
r
r r
Ce tenseur est le produit tensoriel de A et B . On le note A ⊗ B et ses composantes sont simplement A i B j .
Les produits tensoriels de 2 vecteurs forment un sous-ensemble de l’espace vectoriel des tenseurs d’ordre 2
(espace à 9 dimensions) qui contient en particulier les 9 éléments
r r
ei ⊗ e j , (i, j = 1, 2, 3)
qui sont linéairement indépendants dans l’espace des tenseurs d’ordre 2. On peut en particulier écrire un tenseur du
second ordre quelconque sous la forme
r r
Σ = Σij ei ⊗ e j
(1.7)
3
4
Le tenseur défini par l’application identité est dit tenseur unité ou tenseur d’isotropie et noté 1 . Il est représenté
dans toute base orthonormée par ses composantes δij (matrice unité):
r r r
r r r
r r
1 = e1 ⊗ e1 + e2 ⊗ e2 + e3 ⊗ e3 = δij ei ⊗ e j
Les notions précédentes se généralisent facilement pour définir les tenseurs d’ordres supérieurs. Ainsi un tenseur
r
d’ordre 3 est un opérateur linéaire qui à tout vecteur n de E fait correspondre un tenseur du second ordre. Les
écritures suivantes généralisent respectivement (1.6) et (1.7)
r r r rr
n → A ⊗ B(C.n)
r r r
Γ = Γijk ei ⊗ e j ⊗ ek
(1.8)
De la même manière, on peut considérer qu’un vecteur est un tenseur d’ordre 1:
rr
r
n → (A.n)
r
r
A = Ai ei
et qu’un scalaire est un tenseur d’ordre 0:
r
rr
n → (n.n)
r
n = ni ni
1.2.2 Changement de base
r
Il s’agit de déterminer les composantes d’un tenseur dans une base orthonormée ei* connaissant ses composantes
r
dans une autre base orthonormée ei . On écrit:
r r
r r
Σ = Σ*ij ei* ⊗ e*j = Σij ei ⊗ e j .
Or, compte tenu de (1.4) et (1.5) et de la linéarité du produit tensoriel
r r
r
r
ei* ⊗ e*j = Pik Pjl ek ⊗ el
r r
r
r
ei ⊗ e j = Pki Plj e*k ⊗ el*
on obtient
Σ*kl = Pki Plj Σij
et Σ kl = Pik Pjl Σ*ij
Σ*ij = Pik Σ kl Pjl
et Σ ij = Pki Σ*kl Plj
qu’on peut encore écrire
soit en notation matricielle
Σ * = P Σ PT
4
et Σ = PT Σ * P
(1.9)
5
1.2.3 Opérations sur les tenseurs
a) Multiplication tensorielle
r r
r
r
Soient un tenseur Σ = A ⊗ B d’ordre 2 et un tenseur V d’ordre 1. On définit le produit tensoriel de Σ et de V
par
r r
r
r r r r
Σ ⊗ V = (A ⊗ B) ⊗ V = A ⊗ B ⊗ V
(1.10)
r
où Σ ⊗ V est un tenseur d’ordre 3 que nous noterons Γ .
r
On écrira donc sous forme indicielle dans la base orthonormée ei
r
r
r
r
r r r
Γijk = (Σ ⊗ V) = (Ai ei ⊗ B j ej ) ⊗ (Vk ek ) = Ai B jVk ei ⊗ e j ⊗ ek
ou encore
r r
r
r r r
Γ ijk = (Σ ij ei ⊗ e j ) ⊗ (Vk e k ) = Σ ij Vk ei ⊗ e j ⊗ ek
(1.11)
r
Les composantes du tenseur Γ s’obtiennent donc par simple produit des composantes de Σ et V dans la base
commune
r
Γ = Σ ⊗ V ↔ Γijk = Σij Vk
(1.12)
Le résultat du produit tensoriel de 2 tenseurs respectivement d’ordre n et m est un tenseur d’ordre n+m.
b) Contraction
À un tenseur d’ordre n on peut faire correspondre un tenseur d’ordre n-2 par contraction de deux indices francs
voisins en deux indices muets. La convention de sommation (cf. §1.1.2) est alors appliquée.
• Remarque 1:
r r
La contraction du tenseur unité du second ordre 1 = δij ei ⊗ e j est le scalaire
δii = 3 .
• Remarque 2:
(1.13)
Le scalaire représenté par la contraction des 2 indices d’un tenseur Σ d’ordre 2 est appelé la
trace de ce tenseur et noté Tr{ Σ };
Tr{ Σ }= Σ kk .
(1.14)
c) Transposition
T
r r
À partir d’un tenseur du second ordre Σ = Σij ei ⊗ e j , on définit le tenseur transposé Σ par transposition des 2
T
r r
r r
Σ = Σij e j ⊗ ei = Σ ji ei ⊗ e j
indices:
Les matrices représentant Σ et Σ
T
r
dans la base ei sont dites transposées l’une de l’autre
5
6
Σ Tij = Σ ji
(1.15)
Un tenseur est dit symétrique s’il est égal à son transposé:
Σ ij = Σ ji
(1.16)
Un tenseur est dit antisymétrique s’il est égal à l’opposé de son transposé:
Σ ij = −Σ ji
(1.17)
La partie symétrique (ou paire) et la partie antisymétrique (ou impaire) d’un tenseur Σ sont définies
respectivement par
T
1
Σ s = (Σ + Σ )
2
ou
1
Σijs = (Σij + Σ ji )
2
(1.18)
T
1
Σ a = (Σ − Σ )
2
ou
1
Σija = (Σij − Σ ji )
2
(1.19)
Σ = Σs + Σa
et
Σ = Σs − Σ a
si bien que
T
d) Multiplication contractée
Le produit tensoriel contracté s’introduit naturellement en opérant dans la multiplication tensorielle une
contraction sur le dernier indice du 1er tenseur et le 1er indice du deuxième. L’opération correspondante est notée
par un point.
• Notation intrinsèque:
R =S g T
• Notation matricielle:
• Notation indicielle:
R=ST
R ij = Sik Tkj
En reprenant l’exemple du § 1.2.3-a, la relation (1.10) devient:
r r
r
r r r r
(1.20)
Σ g V = (A ⊗ B) g V = A ⊗ B g V
r
r
où Σ g V est un tenseur d’ordre 1 (un vecteur) que nous noterons U . On écrira donc sous forme indicielle dans la
r
base orthonormée ei
r
r
r
r
r
r
Ui ei = (Σ g V) = (Ai ei ⊗ B j ej ) g (Vk ek ) = Ai B j Vj ei
ou encore
r
r r
r
r
U i ei = (Σ ij ei ⊗ e j ) g (Vk e k ) = = Σ ij Vj ei
(1.21)
r
r
Les composantes de U dans la base ei sont donc U i = Σij Vj .
Le résultat du produit contracté de 2 tenseurs respectivement d’ordre n (n=1) et m (m=1) est un tenseur d’ordre
n+m-2.
6
7
Deux tenseurs S et T sont dits inverses ou réciproques si les produits S g T et T g S sont tous deux égaux au
tenseur unité
S g T = T g S =1
•Remarque 1:
•Remarque 2:
•Remarque 3:
;
Sik Tkj = Tik Skj = δij
r r
r r
La contraction de ei ⊗ e j est ei g e j = δij
(1.23)
r
r
Le produit scalaire de 2 vecteurs U et V est le résultat de la multiplication contractée des 2
r
r
vecteurs U et V :
r r
r
r
U g V = (U i ei ) g (Vj e j ) = U i Vj δij = U i Vi
Le résultat du produit doublement contracté de 2 tenseurs respectivement d’ordre n (n=2) et m
(m=2) est un tenseur d’ordre n+m-4. Cette opération est notée par un double point:
r r
r
r
r
r
Σ : D = (Σij ei ⊗ e j ) : (Dkl ek ⊗ el ) = (Σij ei ) g (D jl el ) = Σij D ji
•Remarque 4:
(1.22)
(1.24)
Le produit contracté de 2 tenseurs symétriques n’est en général pas symétrique.
1.2.4 Le tenseur d’orientation
a) Définition
r r r
Le tenseur d’orientation ϑ = εijk ei ⊗ e j ⊗ ek est défini à partir du symbole de Lévi-Civita, noté εijk , qui est une
fonction alternée des indices ijk telle que ε123 = 1. Par transposition de 2 indices εijk prend une valeur opposée.
 +1si (i, j,k)est une permutation paire de (1, 2,3); 231par ex.

εijk =  −1si (i, j,k)est une permutation impaire de (1, 2,3); 213par ex.
0si deux indices au moins sont égaux; 122 par ex.

(1.25)
b) Produits contractés du tenseur d’orientation
εijk ε pqk = δ ip δ jq − δ iq δ jp
(1.26)
εijk ε pjk = 2 δip
(1.27)
εijk εijk = 6
(1.28)
On trouvera la démonstration de ces identités dans la référence [1].
r r
c) Produit vectoriel de 2 vecteurs A, B
r r
En effectuant le produit doublement contracté du tenseur d’orientation ϑ par B ⊗ A on obtient les composantes
r r
du produit vectoriel A ∧ B
r r
r r r
r
r
r
ϑ : (B ⊗ A) = (εijk ei ⊗ e j ⊗ ek ) (Bk e k ⊗ A j e j ) = εijk A j Bk ei
ainsi
r r
(A ∧ B)i = εijk A j Bk
(1.29)
7
8
r r r
d) Produit mixte de 3 vecteurs A, B, C
Son expression indicielle résulte directement de (1.29)
r r r
A g (B ∧ C) = εijk Ai B jC k
(1.30)
e) Vecteur associé à un tenseur antisymétrique
Si Ω est un tenseur antisymétrique du second ordre (Ω ij = −Ω ji ) ,
1
ωi = εijk Ω kj
2
(1.31)
Ω ij = ε jik ωk
(1.32)
r
définit les composantes du vecteur associé (ou vecteur axial) à Ω . Réciproquement, à tout vecteur ω , on peut
associer un tenseur antisymétrique
1.3 Opérateurs vectoriels et tensoriels
1.3.1 Notations
r
Dans un espace euclidien orthonormé d’axes Oxi, ei désignant les vecteurs unitaires de la base de l’espace
vectoriel associé, on définit les opérateurs gradient, divergence, laplacien et rotationnel par leurs composantes.
D’une manière générale, les objets de la Physique (et de la Mécanique des Fluides) sont des champs, c’est-à-dire
r r
r
r
des fonctions de l’espace et du temps associant à un point x et à un instant t un scalaire ϕ(x, t) , un vecteur V(x, t)
r
ou un tenseur d’ordre 2 (rarement plus) Σ (x, t) . Les champs sont (sauf discontinuités locales traitées
spécifiquement) continus et supposés dérivables jusqu’à l’ordre utile.
Pour compacter le formalisme les opérateurs de dérivation partielle s’écrivent à l’aide de la notation virgule.
Ainsi
r
∂ϕ(x, t)
≡ ϕ,t
∂t
;
r
∂ϕ(x, t)
≡ ϕ,i
∂x i
;
r
∂ 2 ϕ(x, t)
≡ ϕ,ij
∂x i ∂x j
désignent respectivement la dérivée partielle par rapport au temps, par rapport à la variable d’espace xi et la dérivée
seconde par rapport à xi et xj.
1.3.2 Définitions
a) Gradient
r
L’opérateur gradient associe au champ scalaire ϕ(x, t) le champ vectoriel défini par
uuuur
r
grad ϕ = ϕ,i ei
8
(1.33)
9
Il s’ensuit que les composantes du gradient sont
 ∂ϕ
r
noté ϕ,1 (direction e1 )

 ∂x1
uuuur r
 ∂ϕ
r
ϕ,i = grad ϕ g ei soit 
noté ϕ,2 (direction e2 )
∂
x
 2
 ∂ϕ
r
noté ϕ,3 (direction e3 )

 ∂x 3
uuuur
r
Si ϕ(x, t) est, par exemple, un champ de pression, le vecteur grad ϕ est orienté dans la direction où la pression
varie le plus vite, il est dirigé vers les hautes pressions et son module indique, à chaque instant, l’intensité de la
variation de pression par unité de distance dans cette direction.
r
Plus généralement le gradient d’un tenseur d’ordre n est un tenseur d’ordre n+1; par exemple grad V est le
r
tenseur d’ordre 2 (dit tenseur gradient de V ) défini par
r
r r
grad V = Vi, j ei ⊗ e j
(1.34)
et qui a pour composantes
 V1,1

Vi, j soit  V2,1
V
 3,1
V1,2
V2,2
V3,2
V1,3 

V2,3 
V3,3 
(1.35)
b) Divergence
r r
L’opérateur divergence associe à un champ de vecteurs V(x, t) la fonction de points à valeurs scalaires
r
divV = Vi,i
(1.36)
La comparaison de (1.34) et (1.36) montre que la divergence Vi,i est la forme contractée du tenseur gradient
r
r
Vi, j , c’est-à-dire divV = Tr{ grad V }.
r r
r
Si V(x, t) est, par exemple, le champ de vitesse dans un fluide, le champ scalaire divV indique l’intensité des
contractions ou des expansions locales au sein du fluide. Cette notion peut être illustrée en considérant la quantité de
fluide qui entre ou sort d’un élément de volume infinitésimal dV pendant l’élément de temps dt.
dV
r
divV < 0
Zone de convergence
Compression ou contraction
locale
dV
r
divV = 0
Zone neutre
Écoulement de fluide incompressible
et indilatable
dV
r
divV > 0
Zone de divergence
Détente ou dilatation
locale
uuur
Plus généralement la divergence d’un tenseur d’ordre n est un tenseur d’ordre n-1; par exemple div Σ est le
vecteur défini par
9
10
uuur
r
div Σ = Σij, j ei
(1.37)
Notons que si ϕ est un champ scalaire, puisque (ϕδij ), j = ϕ,i , on a l’identité
uuur
uuuur
div (ϕ1) = grad ϕ .
(1.38)
c) Rotationnel
r
L’opérateur rotationnel associe à un champ de vecteurs V le champ de vecteurs défini par
uur r
r
rot V = εijk Vk, j ei
•Remarque :
(1.39)
r
1
1 uur r
Le vecteur associé à grad V a pour composantes εijk Vk , j ; c’est donc le vecteur rot V .
2
2
d) Laplacien
r
Le laplacien, noté ∆ϕ , d’un champ scalaire ϕ(x, t) est le scalaire défini par
uuuur
∆ϕ= div(grad ϕ) = ϕ,ii
r
r r
Le laplacien, noté ∆ V , d’un champ vectoriel V(x, t) est le vecteur défini par
r uuur
r
r
∆ V = div (gradV) = Vi, jj ei
r
r
∆ V = (∆ Vi ) ei
ou encore
(1.40)
(1.41)
1.3.3 Notation dyadique
r
On simplifie les écritures en utilisant la notation dyadique qui introduit le vecteur symbolique nabla, noté ∇ ,
dont les composantes formelles sont les opérateurs de dérivation partielle par rapport aux variables d’espace x1, x2,
x3.
∂
noté

 ∂x1
r  ∂
∇
noté
 ∂x 2
∂
noté

 ∂x 3
,1
,2
,3
Opérateur
uuuur
gradient grad ϕ
r
tenseur gradient grad V
r
divergence divV
uuur
vecteur divergence div Σ
uur r
rotationnel rot V
laplacien ∆ϕ
r
Laplacien vectoriel ∆ V
10
Notation
r
∇ϕ
rr
∇V
r r
∇gV
r
∇gΣ
r r
∇∧V
r
∇2ϕ
r r
∇2 V
11
1.3.4 Identités
Identité
uuuur
uuuur
uuuur
grad (ϕ + ψ ) = grad ϕ + grad ψ
uuuur
uuuur
uuuur
grad (ϕψ ) = ϕ grad ψ + ψ grad ϕ
uur r r uur r uur r
rot (U + V) = rot U + rot V
uur uuuur
r
rot (grad ϕ) = 0
uur r
uur r uuuur
r
rot (ϕV) = ϕ rot (V) + grad ϕ ∧ V
r r
r
r
div(U + V) = divU + divV
uur r
div(rot V) = 0
r
r uuuur r
div(ϕV) = ϕdiv(V) + grad ϕ g V
r r
r uur r r uur r
div(U ∧ V) = V rot U − U rot V
uuur
uuuur
div (ϕ1) = grad ϕ
Notation dyadique
r
r
r
∇(ϕ + ψ) =∇ϕ+∇ψ
r
r
r
∇(ϕψ) = ϕ∇ψ + ψ∇ϕ
r
r r r r r r
∇ ∧ (U + V) = ∇ ∧ U + ∇ ∧ V
r
r r
∇ ∧ ∇ϕ= 0
r
r
r r r
r
∇ ∧ (ϕV) = ϕ∇ ∧ V +∇ϕ∧ V
r r r r r r r
∇ g (U + V) = ∇ g U + ∇ g V
r r r
∇g∇ ∧ V =0
r
r
r r r r
∇ g (ϕV) = ϕ∇ g V +∇ϕ g V
r r r
r r r r r r
∇ g (U ∧ V) = (∇ ∧ U) g V − U g ∇ ∧ V
r
r
∇ g (ϕ1) =∇ϕ
1.3.5 Relations intégrales
a) Formules de Green-Ostrogradski
SoitV un domaine volumique (connexe ou pas), de frontière ∂V sur laquelle est défini en tout point régulier le
r
vecteur unitaire extérieur n .
x3
x2
x1
V
n
n
∂V
r
Si ϕ(x1 , x 2 , x 3 ) est un champ scalaire, V(x1 , x 2 , x 3 ) un champ vectoriel et Σ(x1 , x 2 , x 3 ) un champ tensoriel
d’ordre 2, continus dans (V + ∂V ) ayant des dérivées premières dansV , alors
uuuur
r
soit
∫∫ ϕ n dS = ∫∫∫ grad ϕ dV
∫∫ ϕ n i dS = ∫∫∫ ϕ,i dV
∂V
r r
V
r
∂V
∫∫ V g n dS = ∫∫∫ div V dV
soit
uuur
r
Σ
g
n
dS
=
div
∫∫
∫∫∫ Σ dV
soit
∂V
V
∂V
V
∫∫ V n
i
∂V
∫∫ Σ
∂V
(1.42)
V
ij
dS = ∫∫∫ Vi,i dV
(1.43)
n j dS = ∫∫∫ Σ ij, j dV
(1.44)
i
V
V
Ces formules (ou théorème de la divergence) s’étendent naturellement à des tenseurs d’ordre supérieur à 2.
b) Formule de Stokes
11
12
Soit S un domaine surfacique de frontière ∂S sur lequel est défini en tout point régulier le vecteur unitaire
r
extérieur n .
n
τ
S
∂S
r
Si V(x1 , x 2 , x 3 ) est un champ vectoriel continu dans (S + ∂S ) ayant des dérivées premières dans S , alors
uur r r
r r
soit
(1.45)
Ñ∫ V g τdl = ∫∫ (rot V) g ndS
Ñ∫ Vi g τi dl = ∫∫ εijk Vk , j n i dS
∂S
S
∂S
S
r
r
où le premier membre est la circulation du vecteur V le long de ∂S (parcouru dans le sens direct autour de n ) et
r
le second membre le flux du rotationnel de V à travers S .
12
PREMIÈRE PARTIE
Chapitre 2 Introduction
2.1 Concepts généraux
On appelle Mécanique l’étude des déplacements et des déformations des corps au cours du temps, y compris
l’étude des conditions qui entraînent ces mouvements. Nous considérerons ici la Mécanique au sens restreint où
n’interviennent ni changements d’état physique, ni transformations chimiques (vaporisation, cavitation,
combustion…).
La dynamique est la partie de la Mécanique qui étudie (sans expliciter la variable température) les mouvements
ou le repos dans leurs rapports avec les forces qui les engendrent.
La cinématique fournit le cadre spatio-temporel dans lequel sont décrits les mouvements dans l’espace euclidien
à 3 dimensions. La cinétique se construit à partir de la cinématique en introduisant la notion de masse.
2.1.1 L’état fluide
Le physicien distingue classiquement 3 états de la matière, solide, liquide et gazeux, en regroupant sous le
vocable fluide les gaz et la plupart des liquides. À l’échelle microscopique, ce qui caractérise les fluides, c’est que
les molécules ne sont pas bloquées dans leurs orientations relatives; elles ont ce degré de liberté (de désordre) que
n’ont pas les molécules dans les solides.
Leurs propriétés communes sont qu’ils n’ont pas de forme propre, c’est-à-dire qu’ils sont dépourvus de rigidité;
les forces nécessaires pour engendrer des déformations par glissement et assez lentes sont extrêmement petites.
Cette distinction entre solides et fluides n’est pas parfaitement nette, puisqu’on trouve des corps comme les
gelées, les peintures, les pâtes, certaines solutions concentrées de polymères, qui manifestent à la fois des
comportements de solides (pendant des temps courts) et des comportements de liquides (pendant des temps longs).
Les liquides: Les molécules sont liées en distance ce qui en limite le désordre. Ils occupent un volume défini et
sont susceptibles de s’organiser en gouttes. Leur densité est telle qu’on définit d’ordinaire (assez mal) les liquides
par le fait qu’en situation de repos, ils présentent une surface libre discernable et perpendiculaire au champ de
gravité local.
Les gaz: Les molécules ne sont pas liées en distance et les gaz occupent tout le volume disponible. Les forces
permettant d’engendrer des déformations volumiques (contraction ou dilatation) sont faibles.
16
2.1.2 Le concept de milieu continu
La matière a une structure discontinue et la notion de milieu continu est un pur schéma. Elle consiste à admettre
que la masse et toutes ses propriétés sont réparties continûment dans le matériau (ce qui n’exclut pas les
discontinuités aux interfaces). Bien entendu ce schéma ne prétend représenter que les phénomènes macroscopiques
dont les échelles caractéristiques sont très grandes devant la distance intermoléculaire moyenne. Comme il n’est pas
question d’ignorer complètement les phénomènes dont le siège est à l’échelle moléculaire (comme celui de la
diffusion), ceux-ci devront être représentés à travers une description macroscopique de leurs conséquences à grande
échelle.
Le concept du continuum présente l’immense avantage d’autoriser le calcul différentiel et intégral dont les outils
sont présentés au Chapitre 1.
La première question concerne la définition de valeurs locales pour des grandeurs matérielles comme la masse,
l’enthalpie, la vitesse ou la contrainte. Imaginons qu’un instrument de mesure d’une grandeur g puisse être
miniaturisé à volonté, et portons la mesure de g en fonction de la dimension l du volume d’observation l 3 . Si l est du
même ordre que la distance moyenne d (quelque 10-10 m) entre molécules, g dépend du nombre de molécules
observées (quelques unités), elle oscille et semble mal définie. Si l >>d, le nombre de molécules observées est très
grand et g est une valeur statistique des observations qui ne dépend plus de l . Cette valeur l doit cependant rester
très petite devant la taille L (˜ 1 m) de l’expérience pour justifier que l’on considère la mesure comme locale ou
ponctuelle.
g
valeur locale de g
d
d << l << L
L
l
On admet donc que le volume observé, que nous désignerons particule fluide, est assez grand pour contenir un
très grand nombre de molécules et assez petit pour définir une valeur “locale” et un élément de volume
infinitésimalV l permettant de justifier du calcul différentiel et intégral. En mécanique des fluides une bonne
représentation locale des micro phénomènes nécessite de considérer des particules de l’ordre de 1 mm3 à 1 cm3,
c’est-à-dire d’un diamètre l ˜ 10-3 à 10-2 m. Dans des conditions normales, le libre parcours moyen dans les gaz est
de l’ordre de 10-9 m et un volume V l de 1 mm3 d’air, par exemple, contient 2,7 1016 molécules ce qui assure la
validité de l’hypothèse.
De même on utilise couramment en Météorologie, dans l’étude de perturbations atmosphériques de l’ordre de
500 km, des “particules fluides” dont la taille caractéristique est de 10 km.
16
17
a) Masse volumique locale
Les considérations précédentes permettent de définir des densités volumiques
 δG 
g = lim 
δV →V l δV 


(2.1)
δG étant la valeur de la grandeur considérée portée par le volume δV. Toute grandeur matérielle scalaire peut être
définie à l’aide de (2.1). Ainsi, la masse volumique est définie localement au point P par:
 δm 
ρ = lim 

δV →V
 δV 
d’où l’expression de la masse d’un volume matériel V
P
δV
r
M(V ) = ∫ ρ(x, t ) dV
V
V
b) Vitesse locale
r r
r
Un raisonnement semblable au précédent permet de définir la vitesse V(x, t) au point x . Si N est le nombre de
r
r
molécules, de vitesse individuelle v i et de masse mi, contenues dans V l , V est la vitesse du centre de masse de
ces N molécules:
N
r r
V(x, t) =
r
∑m v
i =1
N
i
∑m
i =1
i
P
z
x
i
Vl
V(x, t)
y
x
r
r r
 δP 
V(x, t) = lim 

δV →V l δm


soit encore
(2.2)
r
où δP est la quantité de mouvement des molécules.
c) Contrainte locale
Soit ∂V
la frontière (fictive) d’un volume fluideV
Le fluide extérieur àV exerce sur le fluide intérieur des
tensions qui se transmettent à travers l’enveloppe ∂V . Soient P un point de l’enveloppe, δS un élément de surface
r
v
autour de P et n la normale unitaire orientée vers l’extérieur. La force élémentaire δF qui s’exerce sur δS est
proportionnelle à δS:
r r r r
δF = T(n, x, t) δS
(2.3)
r
Le vecteur T a la dimension d’une force par unité de surface et correspond à la contrainte moyenne qui s’exerce
r
sur δS. Lorsque δS —> δSl , le rapport δF / δS tend vers une limite finie indépendante de la forme de l’élément δS.
Cette valeur limite définit la contrainte locale au point P:
r
r r r
 δF 
T(n,x,t) = lim  
δS→δSl δS
 
(2.4)
17
18
Tn
Il est souvent commode de décomposer la
contrainte en ses composantes normale et tangentielle:
n
r
r
r
T = Tn n + Ts s
V
δS
T
P
s
Ts
2.1.3 Limites de l’hypothèse de continuité
L’hypothèse de continuité n’est pas admissible dès lors que le libre parcours moyen des molécules n’est pas très
petit devant la dimension caractéristique du problème considéré. C’est le cas des problèmes suivants qui ne sont pas
résolubles dans le cas de la Mécanique des Milieux Continus:
1- Les phénomènes de transport (diffusion, conduction) dus à l’agitation moléculaire; nous verrons cependant
qu’on peut étudier ces phénomènes en Mécanique des Fluides sans référence à l’intimité de la structure moléculaire
de même qu’en Thermodynamique on traite de la chaleur sans faire appel à sa signification moléculaire,
2- Le mouvement brownien d’une suspension de particules solides dans un liquide,
3- Certains écoulements d’huiles à grosses molécules; les molécules d’huile pouvant être du même ordre de
grandeur que le jeu des pièces mécaniques à lubrifier,
4- Les problèmes d’aérodynamique dans des gaz très raréfiés.
2.1.4 Surfaces de discontinuité
Sous certaines conditions, on observe dans un fluide en mouvement des régions où certaines grandeurs
matérielles (pression, vitesse, masse volumique…) varient très rapidement au point que la notion de continuité est
mise en défaut localement. Ces régions sont assimilables à des surfaces de discontinuité. C’est le cas d’une surface
libre ou d’une poche de cavitation et plus généralement de l’interface entre des fluides non miscibles. C’est
également le cas des ondes de choc ou de la solution localement singulière de certaines théories comme le modèle
de fluide parfait. La continuité s’entend alors de part et d’autre de ces surfaces.
2.2 Propriétés thermodynamiques des fluides
2.2.1 Axiome de l’équilibre local
Un système thermodynamique est un système matériel séparé de l’extérieur par une surface fermée permettant
les échanges de matière, de travail et de chaleur. Dans un fluide en mouvement, tout volume isolé par la pensée
(volume de contrôle) est un système hors d’équilibre. Les temps caractéristiques des déséquilibres correspondant
aux changements de formes et aux déplacements sont de l’ordre de
18
19
L
≈1 s
U
où L est la dimension typique de l’écoulement (disons L ˜ 1 m) et U une vitesse caractéristique (disons U ˜ 1 ms-1),
et sont extrêmement longs par rapport au temps caractéristique de l’agitation moléculaire. Celui-ci est en effet de
l’ordre de
d
≈ 10−12 s
c
où d est le libre parcours moyen moléculaire (d ˜ 10-9 m) et c une vitesse caractéristique d’agitation (disons c ˜ 103
ms-1). La différence considérable entre ces échelles de temps permet d’admettre que le mouvement fluide est
tellement lent qu’il ne change pas les propriétés thermodynamiques résultant des collisions extrêmement
nombreuses des molécules même pendant des temps très courts. On peut donc en général considérer les particules
fluides comme étant en équilibre local thermostatique. Cette approximation est bien justifiée pour toutes les
mouvements dans les fluides dont les temps caractéristiques sont supérieurs à 10-6 s, ce qui est presque toujours le
cas.
2.2.2 Équation d’état
C’est un fait d’expérience que l’état d’un système thermostatique simple (nous excluons les mélanges) est
déterminé uniquement par deux paramètres, dits variables d’état. La pression P et la masse volumique ρ sont des
variables d’état. Toutes les autres variables d’état (la température Θ ou l’enthalpie h, par exemple) sont ainsi
fonctions de ces deux paramètres d’état, et les relations qui les lient sont appelées équations d’état. L’état d’un
système peut donc être représenté par une relation de la forme
P = P(ρ, Θ)
Les équations d’état sont soit obtenues à partir d’observations expérimentales, soit déduites d’une théorie
cinétique.
• Les gaz idéaux: Dans le cas des gaz assez dilués (jusqu’à quelques atmosphères), l’expérience montre que dans
des conditions normales de température, P, ρ et Θ sont liés par la loi des gaz idéaux (nous réservons l’adjectif
parfait pour les fluides non visqueux):
P =ρ R Θ
(2.5)
où la constante R du gaz est le rapport de la constante universelle des gaz idéaux R (R = 8 314,3 Joules par
kilomole et par degré) et de la masse molaire du gaz considéré:
R = R/M
Ainsi, pour l’air (M = 28,964 kg/kmol), R = 287,06 J.kg-1.K-1.
• Les gaz denses: On utilise la forme correctrice de Van der Waals:
P
=1 + ρ A1 (Θ) + ρ2 A 2 (Θ) + ...
ρrΘ
19
20
• Les liquides: Ils sont très peu compressibles et peu dilatables; on peut en première approximation les
considérer comme parfaitement isovolumes. L’équation d’état est alors:
ρ = constante
2.2.3 Premier principe et énergie interne
Le premier principe de la thermodynamique traduit le principe de la conservation de l’énergie.
a) Systèmes en équilibre:
Dans un système matériel en équilibre subissant une transformation quelconque, la somme du travail des forces
extérieures W et de la quantité de chaleur Q fournie au système est:
1- nulle si la transformation est fermée (état final identique à l’état initial),
2- indépendante du chemin suivi sur un diagramme d’état.
On peut toujours ramener la comparaison de deux transformations non
P ou ρ
1
(T )
leur associant une même transformation de retour (T3). Ceci montre que la
proposition 2 résulte directement de la proposition 1.
B
(T )
fermées (T1) et (T2) à la comparaison de deux transformations fermées, en
2
A
(T )
3
C
Θ
Il résulte de ce principe que, si A et B sont deux états d’équilibre voisins, la somme du travail δW et de la
quantité de chaleur δQ fournis pour passer de A à B est une différentielle totale exacte:
δW + δQ = de
(2.6)
bien que δW et δQ dépendent chacun du chemin thermodynamique suivi. La grandeur e ainsi introduite est une
variable d’état appelée énergie interne.
b) Systèmes hors d’équilibre:
Toute partie d’un fluide en mouvement est un système hors d’équilibre. Les états A et B peuvent être considérés
comme des états d’équilibre du point de vue thermodynamique, mais pas du point de vue mécanique. L’axiome de
l’équilibre local conduit à considérer qu’il y a additivité (et aucune dépendance mutuelle) entre, d’une part la somme
δWrév + δQrév = de
qui permettrait de faire passer le système en équilibre de l’état thermodynamique A à l’état B, et d’autre part la
somme
δWméc + δQméc = dK
qui permet de faire évoluer l’état du mouvement de l’état A à l’état B. La grandeur K est l’énergie cinétique du
système considéré.
20
21
L’expression du premier principe pour les fluides en mouvement est donc en définitive:
δW + δQ = de + dK
(2.7)
Il reste à exprimer chacun des termes en fonction des variables d’état ou de mouvement du fluide. Nous
noteronsV un volume de fluide de surface enveloppe S.
1
• Énergie cinétique: Par définition dK = ρ V 2 dV
2
r r
( V(x, t) étant la vitesse locale).
r
r
• Travail des forces extérieures: En notant f la densité de forces volumiques, T la contrainte locale (voir §6.1.1)
et Pe la puissance des forces extérieures:
r r
r r
dW = Pe dt =  ∫∫∫ ρ f g V dV + ∫∫ T g V dS dt
V
S

(2.8)
Remarquons que le schéma qui consiste à séparer les changements d’état par transformation réversibles
(succession d’états d’équilibre) et les changements d’état de mouvement conduit à affecter à dWrév la contribution
du travail des forces de pression qui est contenue dans le dernier terme de (2.8). Le travail des forces de pression
pour faire varier de dV
le volume d’une masse unitaire de fluide est:
1 P
P dρ
δWrév = − P dV = − P d   = 2 dρ = 2
dt
ρ dt
ρ ρ
(2.9)
Le travail fourni à un système matériel fini dans une transformation réversible s’écrit donc:


P dρ
dWrév =  ∫∫∫ 2
dV  dt
V ρ dt

(2.10)
• Quantité de chaleur: On différencie les contributions volumiques (densité de sources volumiques distribuées r)
des contributions surfaciques (par conduction par exemple). Par convention, la densité surfacique de flux à travers la
r r
surface S délimitant le volumeV est notée − q g n de façon à compter un flux positif quand il correspond à un
apport pour le système. En exprimant la puissance thermique fournie au système on écrira donc:
r r
dQ =  ∫∫∫ r dV − ∫∫ q g n dS dt
V
S

(2.11)
δQrév dépend du chemin thermodynamique suivi sur un diagramme d’état, et l’usage a conduit à choisir un
chemin conventionnel constitué:
- d’un tronçon à pression (ou masse volumique) constante (AC sur le diagramme),
- d’un tronçon à température constante (CB sur le diagramme).
21
22
Considérons la quantité de chaleur fournit à l’unité de masse par un processus réversible.
On a:
δQ rév = de − δWrév = de + P dV
(2.12)
On appelle capacité calorifique la quantité de chaleur qu’il faut fournir à l’unité de masse pour augmenter sa
température de 1 K et l’on distingue la capacité calorifique à pression constante:
 δQ   ∂e 
 ∂V 
Cp = 
 =
 + P

 δΘ  P  ∂Θ  P
 ∂Θ  P
(2.13)
et la capacité calorifique à volume constant:
 δQ 
 ∂e 
Cv = 
 =

δΘ

V  ∂Θ V
(2.14)
• Sur le tronçon AC du diagramme (à P ou ρ constante), on a donc:
dQ(P) = Cp dΘ ; dQ(V ) = Cv dΘ
(2.15)
On pourra expliciter la densité d’énergie interne e en utilisant sa propriété d’être une différentielle exacte:

de =


de =

∂e
dΘ +
∂Θ V
∂e
dV
∂V Θ
∂e
dΘ
∂Θ P
∂e
dP
∂P Θ
+
= Cv dΘ +
∂e
dV
∂V Θ
= Cp dΘ +
∂e
dP
∂P Θ
(2.16)
Pour l’instant les dérivées partielles (∂e / ∂V ) Θ et (∂e / ∂P) Θ ne sont pas connues, pas plus que la quantité de
chaleur δQ ( Θ ) associée au tronçon CB. On pourra exprimer que la quantité de chaleur fournie est la somme des
contributions à pression (ou volume) constant (tronçon AC) et à température constante (tronçon CB):
δQ

δQ


=
=
δQ (P)
δQ (V )
{
+
+
tronçon AC
δQ( Θ )
δQ( Θ )
{
(2.18)
tronçon CB
c’est-à-dire, en utilisant (2.15) et en introduisant deux coefficients a et b:
δQ

δQ


=
=
Cp δΘ
Cv δΘ
123
tronçon AC
+
+
a δP
b δV
123
(2.19)
tronçon CB
Mais ceci est encore provisoire puisque les coefficients a et b ne sont pas des propriétés du fluide mais des
paramètres caractéristiques de la transformation thermodynamique en cours. Leur expression sera déterminée au
§2.2.5 après avoir exprimé le second principe de la thermodynamique.
22
23
2.2.4 Second principe et entropie
Nous avons vu que toute partie d’un fluide en mouvement est un système thermodynamique hors d’équilibre.
Les transformations réelles sont irréversibles et l’expérience montre qu’elles se font toujours dans un sens
déterminé. Ceci n’est pas contenu dans le principe de conservation de l’énergie et il est nécessaire d’admettre un
second principe, dit Principe de Carnot, qui permet de déterminer le sens des irréversibilités. Nous en donnons ici
deux énoncés équivalents; le premier est dû à Kelvin, le second à Clausius:
1- On ne peut recueillir du travail à l’aide d’un système associé à une seule source de chaleur.
2- Une transformation dont le seul résultat est de transférer de la chaleur d’un corps froid vers un corps chaud
est impossible.
La machine thermique la plus simple
P
compatible avec le principe de Carnot utilise
donc deux sources de chaleur. Elle emprunte
une quantité de chaleur Q1 (Q1 > 0) à la source
Θ1
A
Com
p
r
adi essio
aba
tiqu n
e
Θ2
chaude et en restitue une partie Q2 (Q2 < 0;
Q2 < Q1 ) à la source froide. La différence
Q1 − Q2
Dét
ente
isot
herm
e
Q1 r
eçue
D
apparaît sous forme de travail. Le
rendement de la machine est défini par le
B
Q2 c
Dét
édée
Com
adia ente
batiq
press
ue
ion i
sothe
rme
C
rapport:
V
η=
Q
− W Q1 − Q 2
=
=1 − 2 < 1
Q1
Q1
Q1
(2.20)
Il résulte du second principe que toutes les machines thermiques fonctionnant entre deux températures données
Θ1 et Θ2 ont le même rendement. C’est le théorème de Carnot qui affirme que η (et donc Q2/Q1) ne dépend que de
Θ1 et Θ2. Cette propriété fondamentale permet de construire une échelle universelle de température (c’est-à-dire liée
à aucune propriété d’un corps quelconque), dite échelle de Kelvin, telle que:
η=
Θ1 − Θ 2
Θ1
et donc
• Dans une transformation réversible fermée, on a:
Q1 Q 2
+
=0
Θ1 Θ2
alors qu’en présence d’irréversibilités:
Q1 Q 2
+
<0
Θ1 Θ2
Q2
Q1
=
Θ2
Θ1
(2.21)
23
24
Toute transformation fermée peut être décomposée en une suite de n transformations. À chaque étape, la source
chaude est à la température Θi et cède au système la quantité de chaleur Qi, et l’on a:
n
Qi
≤0
∑
i =1 Θ i
l’égalité ne valant que pour des transformations réversibles. Dans le cas d’une décomposition continue cette
propriété devient:
Ñ∫
δQ
≤0
Θ
δQ
doit
Θ
A
B
• Dans le cas d’une transformation réversible non fermée d’un système passant d’un état A à un état B
∫
être indépendant du chemin suivi. On peut donc écrire:
δQ
= s(B) − s(A)
Θ
A
B
∫
δQ
= ds
Θ
ou pour une transformation infinitésimale:
(2.22)
La grandeur s est une variable d’état, appelée entropie, et définie à une constante additive près; ds est une
différentielle totale exacte.
2.2.5 Forme différentielle de l’énergie interne et de l’entropie
L’expression (2.22) du second principe peut maintenant permettre de déterminer les coefficients a et b que nous
avons introduits (2.19) sous la forme:
δQ

δQ


=
=
Cp δΘ
Cv δΘ
123
tronçon AC
+
+
a δP
b δV
123
(2.23)
tronçon CB
en considérant dans le premier cas Θ et P et dans le second cas Θ et V
comme variables d’état indépendantes.
Les deux coefficients a et b doivent être tels que:
(1er principe)
de = δQ − P δV

δQ

ds = Θ (2nd principe)
(2.24)
soient des différentielles totales exactes.
• Prenons d’abord P et Θ comme variables indépendantes. On obtient en combinant la première ligne de (2.23)
et (2.24):
24
25

 ∂V
de = Cp δΘ+ a δP − P 

 ∂Θ

Cp
a

ds = Θ δΘ+ Θ δP
d’où les conditions:
 ∂  ∂e  ∂  ∂e 
 ∂P  ∂Θ  = ∂Θ  ∂P  ⇒

 
 

∂
∂
s
∂


 ∂s 

=
⇒
 ∂P  ∂Θ  ∂Θ  ∂P 
qui conduisent finalement à:
a =−Θ
• Prenons maintenant V
∂V
∂Θ
δΘ+
P
∂V
∂P
∂Cp ∂V
−
∂P
∂Θ

δP 
Θ

=
P
(2.25)
∂a
∂Θ
1 ∂Cp 1 ∂a a
=
−
Θ ∂P Θ ∂Θ Θ 2
(2.26)
P
et Θ comme variables indépendantes. On obtient en combinant la seconde expression
de (2.23) et (2.24):
de = Cv δΘ + (b − P) δV

Cv
b

ds = Θ δΘ + Θ δV
d’où les conditions:
 ∂
 ∂V


 ∂
 ∂V
qui conduisent finalement à:
b=Θ
 ∂e  ∂  ∂e

=

 ∂Θ  ∂Θ  ∂V
 ∂s  ∂  ∂s

=

 ∂Θ  ∂Θ  ∂V
(2.27)

 ⇒


 ⇒

∂Cv ∂ (b − P)
=
∂V
∂Θ
1 ∂Cv 1 ∂b b
=
−
Θ ∂V
Θ ∂Θ Θ 2
∂P
∂Θ V
(2.28)
Nous pouvons maintenant substituer dans (2.23) a et b par leur expression:

∂V
δQ = Cp δΘ − Θ ∂Θ δP

P

∂
P
δQ = Cv δΘ − Θ
δV
∂Θ V

(2.29)
De la même façon, la substitution dans (2.25) et (2.27) donne respectivement:



 ∂V
∂V
de =  Cp − P
 δΘ − Θ
∂Θ


P
 ∂Θ

ds = Cp δΘ − ∂V
δP

Θ
∂Θ P

+P
P

 ∂P

− P  δV
de = Cv δΘ+ Θ

 ∂Θ V


ds = Cv δΘ+ ∂P δV

Θ
∂Θ V

∂V
∂P

 δP
Θ
(2.30)
(2.31)
25
26
L’identification de ces deux variantes conduit à une relation entre Cp et Cv connue sous le nom de formule de
Mayer:
Cp − Cv = Θ
∂P ∂V
∂Θ V ∂Θ
(2.32)
P
2.2.6 Équations d’état canoniques, enthalpie
À l’aide des deux premiers principes on peut déduire la relation de Gibbs:
de = Θ ds − P d(1/ ρ)
(2.33)
ou, en introduisant l’enthalpie, variable d’état définie par h = e + P / ρ :
dh = Θ ds + (1/ ρ) dP
(2.34)
Puisque ces deux expressions ne font intervenir que des variables d’état et donc des différentielles totales
exactes, on peut écrire respectivement:
 ∂e 
Θ= 
 ∂s ρ
;
 ∂h 
Θ = 
 ∂s  ρ
;
 ∂e 
= 
 ∂ρ s
1  ∂h 
= 
ρ  ∂P s
P
ρ2
(2.35)
(2.36)
Les expressions de l’énergie interne e en fonction des variables s et ρ, ou de l’enthalpie h en fonction de s et P
sont appelées équations d’état canoniques. Si on connaît e=e(s, ρ) ou h=h(s, P) on peut directement en déduire une
relation entre P, ρ et Θ (l’équation thermique) et une relation entre e, Θ et ρ ou entre h, Θ et P (l’équation d’état
calorique).
2.2.7 Quelques définitions
Nous verrons (§8.2 et $9.1) que dans le cas des écoulements de fluides incompressibles les seules données
physiques nécessaires à la résolution des problèmes de dynamique des fluides sont la masse volumique ρ et la
viscosité µ (avec éventuellement la conductivité thermique K).
Dans le cas des écoulements de fluides compressibles d’autres paramètres physiques interviennent.
• On définit le coefficient de compressibilité χ par la relation:
1  ∂ρ 
χ=  
ρ  ∂P Θ
(2.37)
Dans le cas d’un gaz idéal, le coefficient de compressibilité est inversement proportionnel à la pression du gaz:
1
χ=
P
• On définit aussi le coefficient de dilatation à pression constante:
26
27
1  ∂ρ 
β=− 

ρ  ∂Θ  P
(2.38)
Pour un gaz idéal, le coefficient de dilatation est inversement proportionnel à la température du gaz:
1
χ=
Θ
• Nous avons déjà introduit (§2.2.3) les chaleurs spécifiques Cp et Cv respectivement à pression et à volume
constant. Elles sont définies par:
 ∂h 
Cp = 

 ∂Θ  P
(2.39)
 ∂e 
Cv = 

 ∂Θ ρ
(2.40)
où h et e sont l’enthalpie et l’énergie interne par unité de masse. Dans le cas des gaz idéaux ces deux fonctions
ne dépendent que de la température et l’on peut donc écrire:
dh
Cp =
dΘ
de
Cv =
dΘ
Puisque, par ailleurs, on a h = e+P/ρ = e+RΘ, les chaleurs spécifiques sont reliées par la relation:
Cp = Cv + R
(2.41)
Le rapport γ des chaleurs spécifiques intervient aussi très souvent: γ = Cp/Cv. Dans le cas d’un gaz idéal on peut
exprimer Cp et Cv en fonction de R et γ seulement:
γ
1
Cp =
R ; Cv =
R
γ −1
γ −1
• Rappelons pour finir que la célérité c du son dans un milieu est définie par
 ∂P 
c2 =  
 ∂ρ s
(2.42)
(2.43)
27
Chapitre 3 Cinématique
La cinématique est l’étude des mouvements indépendamment des forces qui les engendrent.
3.1 Description du mouvement
3.1.1 Notions de référentiel et de configuration
On appelle référentiel une relation bijective entre l’ensemble des positions occupées par un objet et les particules
r
matérielles de cet objet. Nous dirons que x est la position et t l’instant où un événement est observé dans le
r
référentiel choisi. On rapporte l’espace euclidien à 3 dimensions à un repère orthonormé de base ( ei , i= 1, 2, 3) et
d’origine O.
Considérons un certain domaine Do occupé, à un certain instant t=to, par un système matériel continu; cela
r
signifie que chaque particule de Do peut être identifiée (nommée) par sa position x o (initiale ou de référence) à cet
r
instant (initial ou de référence). Le mouvement est la relation de correspondance entre chacune des particules x o et
les positions successives qu’elles occupent au cours du temps.
instant t o
x3
Do
Po
xo
a
P
x
e3
D
instant t
O
x1
e2
x2
e1
La matière qui occupe Do à to se déplace et occupe le domaine D à l’instant t. Do est appelé configuration de
référence et D configuration courante.
Chaque point P de D peut être identifié à une particule matérielle initialement située en un point Po de Do. Le
r
r
mouvement du système matériel est décrit en spécifiant l’ensemble des positions x en fonction de x o et de (t-to)
r r r
x = x(x o , t − t o )
30
Le temps étant défini à une constante près, on choisit le plus souvent to=0, soit:
r r r
x = x(x o , t)
(3.1)
r
r
Les composantes xoi de x o sont appelées coordonnées matérielles et les composantes xi de x coordonnées
géométriques.
Le vecteur déplacement d’une particule est défini par:
r r r
a = x − xo
(3.2)
Une configuration est dite réalisable si elle satisfait au principe d’exclusion qui interdit à 2 particules d’occuper
simultanément la même position. L’application (3.1) est bijective pour toute configuration réalisable, c’est dire
r
qu’on peut identifier chaque particule x o (c’est-à-dire sa position de référence) en fonction de ses coordonnées
courantes à l’instant t:
r r r
x o = x o (x,t)
(3.3)
La description du mouvement peut être formulée
r
- à l’aide des coordonnées matérielles x o ; c’est la description de Lagrange; les 4 variables indépendantes (xo1, xo2,
xo3, t) sont appelées variables de Lagrange,
r
- ou à l’aide des coordonnées géométriques x ; c’est la description d’Euler; les 4 variables indépendantes (x1, x2, x3,
t) sont appelées variables d’Euler.
3.1.2 Description Lagrangienne
Le point de vue de Lagrange consiste à considérer une particule bien définie comme un point matériel et à
caractériser le mouvement par ses positions successives. Ceci nécessite donc que l’on identifie la particule qui est
r r
r
considérée, par exemple par sa position initiale x(x o , 0) = x o .
Le mouvement est alors caractérisé par les équations paramétriques représentées par les composantes de la
relation (3.1):
r
x i = x i (x o , t) ; i =1, 2,3
qui définissent la trajectoire de la particule (§3.4.1).
Le déplacement est exprimé en fonction des variables matérielles par:
r r
r r
r
a(x o , t) = x(x o , t) − x o
(3.4)
Le vecteur vitesse est défini comme le taux de variation du vecteur déplacement:
r r
r
r r
∂x(x o , t)
∂a ∂ r r
V(x o , t) = = [ x − x o ] =
∂t ∂t
∂t
30
(3.5)
31
r
(puisque x o est constant pour une particule donnée) et le vecteur accélération par:
r
r r
r r
∂V ∂ 2 x(x o , t)
γ(x o , t) =
=
∂t
∂t 2
(3.6)
La description Lagrangienne présente une utilité certaine, par exemple lorsqu’on veut suivre un traceur dans un
écoulement, mais elle conduit aussi à des difficultés d’analyse considérables dès que l’on souhaite exprimer le
gradient de la vitesse puisque les dérivations spatiales portent alors sur des particules différentes; c’est pourquoi on
lui préfère le plus souvent la description Eulerienne.
3.1.3 Description Eulerienne
r
La représentation d’Euler consiste à caractériser le mouvement à l’aide des coordonnées géométriques x . Elle
r r
r
est équivalente à la description Lagrangienne puisque la vitesse V(x, t) du fluide au point x à l’instant t est aussi la
r r
r
vitesse V(x o , t) de la particule x o qui se trouve en ce point à cet instant.
La difficulté inhérente au point de vue d’Euler est une certaine complication de l’expression de l’accélération
r
d’une particule fluide. La dérivée partielle ∂V / ∂t représente, non pas la variation de vitesse d’une particule donnée,
mais la variation de vitesse en un point fixé; ce n’est donc pas l’accélération d’une particule qui, par nature, est une
quantité Lagrangienne. Cette remarque est valable pour toute grandeur matérielle (portée par le matériau) dont on
souhaite exprimer la variation temporelle. On appellera dérivée particulaire le taux de variation temporelle d’une
r
grandeur matérielle dans le système de coordonnées Euleriennes (x, t) .
L’accélération Eulerienne sera exprimée (§3.2.2) comme un cas particulier de la dérivation particulaire que nous
allons d’abord expliciter (§3.2.1)
3.2 Dérivée particulaire
3.2.1 Taux de variation d’une grandeur matérielle
Soit ϕ la fonction de point (scalaire, vectorielle ou tensorielle) d’une grandeur matérielle. Elle peut aussi bien
r
r
être décrite en mode de Lagrange ou en mode d’Euler:
ϕ(x o , t) = ϕ(x, t)
Le taux de variation de ϕ lorsqu’on suit une particule dans son mouvement est obtenu en dérivant ϕ par
r
rapport au temps à x o constant. Désignons par d ϕ /dt ce taux de variation1
r
r
∂ϕ(x o , t)
dϕ dϕ(x o , t)
=
=
r
dt
dt
∂t
xo
et exprimons-le en coordonnées géométriques:
r
r
dϕ ∂ϕ [ x i (x o , t), t ] ∂ϕ ∂x i (x o , t) ∂ϕ
=
=
+
dt
∂t
∂x i
∂t
∂t
1
Certains auteurs utilisent la notation D ϕ /Dt
31
32
où apparaissent les composantes du vecteur vitesse définies par (3.5). On peut donc écrire finalement
dϕ ∂ϕ ∂ϕ
= +
Vi
dt ∂t ∂x i
(3.7)
qui définit la dérivée particulaire d’une grandeur matérielle; soit encore:
r
>
dϕ ∂ϕ
=
+ grad ϕ g V
dt ∂t
)
(
et dans le cas d’un vecteur
(3.8)
r
r
r r
dA ∂A
=
+ gradA g V
dt ∂t
)
(
(3.9)
Les relations de définition (3.8) et (3.9) peuvent être exprimées sous une forme unique en définissant l’opérateur
r
>
scalaire V g grad ; on écrira donc l’opérateur dérivée particulaire de façon symbolique
r
>
dg ∂g
=
+ V g grad g
(3.10)
dt ∂t
)
(
et sous forme indicielle
dg ∂g 
∂
∂
∂ 
=
+  V1
+ V2
+ V3
g
dt ∂t  ∂x1
∂x2
∂x 3 
(3.11)
• Interprétation
Illustrons la notion de dérivée particulaire par l’exemple du champ de température Θ (considérée comme un
r
marqueur passif) dans un écoulement rectiligne dans la direction e1 .
V
V
P
grad Θ
e1
grad Θ
r
>
V ⊥ grad Θ
r uuuuur
(V grad)Θ = V1∂Θ / ∂x1 > 0
.
La température diminue au point P.
P
La température n’évolue pas au point P.
La variation au cours du temps de la température en un point P fixé s’écrit d’après (3.11)
dΘ ∂Θ
∂Θ
=
+ V1
dt ∂t
∂x1
Dans le cas du repos (V1=0), le taux de variation local de température au point P est égal à celui de la particule
qui s’y trouve
dΘ ∂Θ
=
dt ∂t
Ce terme peut être non nul en présence d’un phénomène physique comme un transfert de chaleur radiatif ou une
réaction chimique par exemple. Cependant, même en l’absence de tels phénomènes, le point P peut voir sa
température évoluer en présence d’un écoulement (V1?0) si les différentes particules qui passent en P portent des
32
33
températures différentes (∂Θ / ∂x1 ≠ 0) . Cette modification locale de la température est purement d’origine
r
>
cinématique; on parle d’advection et le terme (V g grad )Θ est appelé terme d’advection.
3.2.2 Accélération d’une particule fluide
L’accélération en point P est la dérivée particulaire du vecteur vitesse en ce point, soit d’après (3.10)
r
r
> r
dV ∂V r
=
+ V g grad V
dt ∂t
)
(
(3.12)
et sous forme indicielle
dVi ∂Vi
∂V
∂V
∂V
=
+ V1 i + V2 i + V3 i
dt
∂t
∂x1
∂x2
∂x 3
(3.13)
• Écoulement permanent
r
Le terme ∂V / ∂t est le terme d’accélération temporelle. Le mouvement est dit permanent (on parle aussi de
régime stationnaire) s’il se reproduit identique à lui-même au cours du temps, c’est-à-dire si
r
∂V r
=0
∂t
r
> r
On notera que dans un écoulement permanent, le terme d’accélération spatiale (V g grad )V (advection du
vecteur vitesse) est, en général, non nul.
On pourra montrer, à titre d’exercice, que l’accélération d’une particule fluide peut se mettre sous la forme de
Lamb:
r
r
r
>
>r
dV ∂V 1
=
+ grad V 2 + ( rot V) ∧ V
dt ∂t 2
(3.14)
3.3 Référentiel inertiel et référentiel relatif
Les lois de la mécanique ne sont strictement applicables que dans un référentiel absolu (ou galiléen ou inertiel),
c’est-à-dire au repos ou en translation uniforme par rapport au référentiel de Copernic qui est lié à un système
stellaire considéré comme fixe. Il est pourtant, le plus souvent, intéressant de choisir un référentiel relatif non
inertiel (ou repère entraîné) comme ceux qui sont liés à la Terre.
P
x
x3
x 2
X3
e3
E3
O
e2
R
e 1
A
E1
E2
X2
V
Ω
x 1
X1
v
Exprimons les relations entre les grandeurs cinématiques dans un référentiel relatif (O, ei ) caractérisé par une
33
34
v
r
dei r v
vitesse angulaire Ω et les grandeurs cinématiques absolues (voir la figure). En remarquant que
=Ω∧ ei , on
dt
obtient:
• Positions:
r r r
X= R+ x
r
r
r dX r dR r r
Va =
=V+
+Ω∧ x
dt
dt
• Vitesses:
• Accélérations:
r
r
r
r r dΩ r r r r
r d2 X r d2 R
γ a = 2 = γ + 2 + 2Ω∧ V +
∧ x +Ω∧( Ω∧ x)
dt
dt
dt
r
r
r
où Va et γ a sont respectivement la vitesse et l’accélération dans le référentiel absolu (A, Ei ) .
r
d2R
dt 2
r r
2Ω∧ V
r
dΩ r
∧x
dt
r r r
Ω∧ ( Ω∧ x)
est l’accélération de l’origine O du repère relatif,
est l’accélération complémentaire dite de Coriolis
est l’accélération angulaire dite d’Euler
> r
r
est l’accélération centrifuge d’inertie ≡ − 1 grad (Ω∧ x) 2
2
L’accélération d’entraînement est définie par la somme de ces 4 termes qui n’ont pas généralement tous la même
importance. L’accélération de Coriolis est dominante dans les écoulements géophysiques de grande échelle, mais le
repère terrestre peut être considéré comme galiléen pour l’étude des écoulements de petite échelle comme les
écoulements de laboratoire. Nous verrons que le nombre adimensionnel de Rossby est le critère qui permet
d’évaluer l’approximation qui consiste à négliger ces effets.
3.4 Lignes fluides
3.4.1 Trajectoires
On appelle trajectoire la courbe orientée décrite par une particule au cours de son mouvement, c’est-à-dire
l’ensemble de ses positions occupée successivement entre deux instants.
Pn
•
Po
to
•
•
t1
•
t2
t4
t3
r
Son équation, pour une particule x o , est directement donnée par:
r r r
x = x(x o , t − t o )
où to est fixé arbitrairement.
34
(3.15)
35
Les trajectoires permettent de visualiser le champ de vitesse en mode de Lagrange.
3.4.2 Lignes de courant
a) Définition
La description Eulerienne conduit elle aussi à une représentation imagée du champ de vitesse, à un instant t, sous
la forme d’une famille de lignes tangentes en chaque point au vecteur vitesse, que l’on appelle lignes de courant.
Elles représentent une visualisation instantanée du champ de vitesse.
V
V
V
V
L’équation des lignes de courant se déduit directement de cette définition en écrivant qu’un petit déplacement
r
dx sur la ligne de courant est colinéaire au vecteur vitesse:
r r r
V ∧ dx = 0
soit
εijk Vj dx k = 0
En explicitant cette relation, on obtient:
 V2 dx 3 − V3 dx 2 = 0

 V3 dx1 − V1 dx 3 = 0
 V dx − V dx = 0
 1 2
2
1
Les lignes de courant sont donc les intégrales du système différentiel
dx 3
dx1
dx 2
r =
r =
r
V1 (x, t) V2 (x, t) V3 (x, t)
(3.16)
dans lequel t a la valeur fixée (et joue donc le rôle d’un paramètre).
Contrairement aux trajectoires, les lignes de courant ne peuvent pas se couper. Elles ne sont pas définies à un
r r
point d’arrêt ( V = 0 ).
Dans le cas général elles se déforment au cours du temps et sont donc distinctes des trajectoires qui sont, elles,
définies pour un intervalle de temps fini. Dans le cas particulier des écoulements permanents, c’est-à-dire tels que le
champ de vitesse soit indépendant du temps, les lignes de courant sont elles-mêmes indépendantes du temps et la
r r
particule qui parcourt le chemin dx = Vdt pendant la durée dt reste toujours sur la même ligne de courant; celle-ci
est donc aussi une trajectoire.
35
36
b) Tube de courant
On désigne ainsi une surface tubulaire engendrée à un instant donné par toutes les lignes de courant qui
s’appuient sur une courbe arbitraire fermée.
Tube de courant
Si le contour du tube de courant délimite une section droite infinitésimale on parle de filet de courant.
3.4.3 Lignes d’émission
Une ligne d’émission est l’ensemble des positions à un instant t de toutes les particules fluides qui sont passées
par un point P à un instant quelconque précédent.
•
Trajectoires
•
•
P •
Ligne
d'émission
•
Si l’écoulement est permanent, les trajectoires issues du point P sont toutes confondues; les lignes d’émissions et
les trajectoires coïncident donc. C’est seulement dans ce cas particulier que les 3 familles de lignes coïncident.
Une ligne d’émission est visualisée en injectant un colorant de façon continue en un point fixé de l’écoulement
36
Chapitre 4 Déformation et rotation
La déformation d’un milieu continu est caractérisée par le déplacement relatif des divers points matériels qui
constituent ce milieu. Nous présentons, dans ce chapitre, l’aspect géométrique des déformations par la description
des mouvements simples: translation, rotation, dilatation, déformation angulaire. Il s’agit d’un simple rappel des
notions présentées dans le cours de Mécanique des Milieux Continus.
En Mécanique des Fluides, le paramètre important n’est pas tant la déformation que la vitesse à laquelle la
déformation intervient, et nous introduisons ici la notion de taux de déformation et de taux de rotation .
4.1 Translation
• Définition: Une translation pure est un mouvement dans lequel toutes les particules subissent le même
déplacement.
r
r
r
En notant x la position d’une particule fluide un instant donné, x ' sa position à un instant ultérieur et a le
déplacement:
r r r
x ' = x + a(t)
(4.1)
z
La figure représente la translation
G
H
d’un élément fluide de forme
F
ey A
conserve sa forme. Le mouvement
x
a
C
E
O
Le volume matériel initial
de translation s’effectue sans
D
ez
géométrique simple.
B
G' y
H'
ex
D'
a
C'
E'
déformation.
A'
r
r
r r
∂a(t) da r
Le vecteur vitesse, défini par (3.5): V(x , t) =
= = V(t) est le même pour toutes les particules.
∂t
dt
F'
B'
38
4.2 Rotation
a) Définition: Une rotation pure est mouvement dans lequel toutes les particules tournent d’un même angle
autour d’un axe donné.
b) Illustration: Soit par exemple la rotation d’un angle α(t) autour de l’axe Oz; une particule initialement en B se
déplace au point B’ tel que AB’ = AB et α = BAB ' .
 x ' = xcos α − ysin α

On peut donc écrire:  y ' = xsin α + ycos α
z ' = z

r
r
ou encore sous forme matricielle: x ' = R x où R est la matrice antisymétrique
z
A
α
B
de la rotation
 cosα − sin α 0 


R =  sin α cos α 0 
 0
0
1 

B'
ez
ey
O
y
ex
x
c) Taux de rotation:
r
Considérons le déplacement de la ligne fluide AB. Si Vy est la vitesse du point A dans la direction e y , la vitesse
du point B est Vy +
∂Vy
∂x
dx . Le déplacement du point B pendant l’intervalle de temps dt est Vy dt +
segment fluide AB subit donc une rotation d’angle α =
rotation instantané du segment fluide AB:
∂Vy
∂x
dt / dt =
∂Vy
∂x
dxdt / dx =
∂Vy
∂Vy
∂x
dxdt et le
dt On peut donc exprimer le taux de
∂x
∂Vy
∂x
∂Vx
dy dt
∂y
y
y
instant t
instant t+dt
D'
C
dx
D
C'
B'
dy
ey
α
ey
A
ex
B
x
A'
De même le taux de rotation instantané du segment fluide AC est −
ex
∂x
dx dt
x
∂Vx
∂V
dydt / dydt = − x et le taux de
∂y
∂y
rotation moyen autour de l’axe Oz est donc:
1  ∂Vy ∂Vx 
Ωz = 
−

2  ∂x
∂y 
On peut aisément généraliser ce résultat au cas d’une rotation tridimensionnelle:
38
∂Vy
39

1  ∂Vz ∂Vy 
−
Ω x = 

2  ∂y
∂z 


1  ∂Vx ∂Vz 
−
Ω y = 
2  ∂z
∂x 


1  ∂V ∂V 
Ω z =  y − x 
2  ∂x
∂y 

(4.2)
d) Vecteur tourbillon:
>r
r
Le vecteur εijk Vk , j ei = rot V est souvent appelé vorticité de l’écoulement. On appelle vecteur tourbillon le
r
vecteur Ω défini par (4.2) comme la moitié de la vorticité
r 1 >r
Ω = rot V
2
(4.3)
et qui s’interprète comme une vitesse angulaire locale.
r r
Un écoulement est dit irrotationnel si Ω = 0 . Le rotationnel du champ de vitesse étant nul celui-ci dérive d’un
potentiel:
r
>
V = grad Φ
et l’analyse de l’écoulement peut être faite à l’aide de cette fonction potentiel Φ.
4.3 Dilatation
a) Définition: On appelle dilatation la déformation unitaire associée à une variation de la vitesse dans la
direction du mouvement.
b) Illustration: On observe une dilatation pure dans la direction x sur le schéma ci-dessous.
instant t
instant t+dt
y
y
∂V
dx + x dx dt
∂x
dx
C
D
C'
D'
dy
ey
ey
A
ex
B
A'
x
Si Vx désigne la vitesse au point A, on peut exprimer la vitesse en B par: Vx +
∂Vx
dx dt . La variation
∂x
∂Vx
∂Vx


(dx + ∂x dx dt) − dx  / dx = ∂x dt .


A’B’
par
dx +
relative
de
longueur
B'
ex
du
x
∂Vx
dx et la longueur du segment
∂x
segment
AB
sera
donc:
On définit donc le taux de dilatation linéaire dans la direction x par
∂Vx
∂x
(4.4)
39
40
On observe, par exemple, une dilatation (dans la direction de l’écoulement) des particules fluides dans une
section convergente d’une conduite. Au taux de dilatation ∂Vx / ∂x dans la direction x correspond un taux de
contraction ∂Vy / ∂y dans la direction y.
y
instant t
C
D
A
B
instant t+dt
C'
D'
A'
B'
x
De façon générale, on appelle taux de dilatation volumique (ou cubique) la somme
r
∂Vx ∂Vy ∂Vz
+
+
= div V
∂x
∂y
∂z
4.4 Cisaillement
a) Définition: On appelle cisaillement la déformation angulaire associée à une variation de la vitesse dans la
direction normale au mouvement.
b) Illustration: Un cisaillement a lieu par exemple dans une conduite coudée puisque l’écoulement est alors plus
rapide dans la partie intérieure du coude que dans sa partie extérieure.
C
D
C'
Le segment fluide CD se déplace plus rapidement que le
segment fluide AB. La déformation angulaire est
A
B
D'
proportionnelle à la différence de vitesse.
A'
B'
Considérons par exemple la déformation représentée sur le schéma de droite de la figure de la page suivante. Si
∂V
Vx est la vitesse du point A, Vx + x dy représente celle du point C. Pendant l’intervalle de temps dt le point A
∂y
parcourt la distance Vx dt alors que le point C parcoure la distance Vx dt +
segment AC pivote autour de A d’un angle
∂Vx
dydt . Dans ces conditions le
∂y
∂Vx
∂V
∂Vx
∂V
dydt/dy = x dt à la vitesse angulaire
dt/dt = x .
∂y
∂y
∂y
∂y
De la même manière si la vitesse du point B diffère de celle du point A, le segment AB pivote autour de A avec
40
41
une vitesse
∂Vy
∂x
. La vitesse de déformation de l’angle CAB
∂Vy
∂x
est la somme de ces deux vitesses angulaires:
∂Vx
∂y
+
(4.5)
∂Vy
• Sur le schéma considéré nous avons pris
∂Vx
égaux. Dans ce cas particulier la direction de la
∂y
et
∂x
bissectrice principale est conservée et la rotation moyenne est nulle. On dit que la particule fluide subit un
cisaillement pur.
−
∂Vx
dy dt
∂y
y
D'
C'
∂Vy
−
∂x
∂Vy
B'
∂Vx
≠0
∂y
ey
∂Vx
=0
∂x
∂y
Rotation sans cisaillement
+
∂Vy
α
A'
∂x
x
ex
y
C
∂Vx
dy dt
∂y
D'
y
dx
D
dy
ey
A
dx dt
ex
B
Cisaillement sans rotation
∂Vy ∂Vx
−
=0
∂x
∂y
∂Vy ∂Vx
+
≠0
∂x
∂y
C'
ey
A'
x
Rotation avec cisaillement
∂Vy ∂Vx
−
≠0
∂x
∂y
∂Vy ∂Vx
+
≠0
∂x
∂y
∂Vy
B'
ex
∂x
dx dt
x
D'
y
C'
B'
ey
A'
• Si les deux taux de déformation
∂Vy
∂x
et
ex
x
∂Vx
ne sont pas égaux la particule subit à la fois une rotation et une
∂y
déformation (schéma du bas sur la figure).
41
42
• Dans le cas ou les taux de déformation sont égaux et opposés (schéma du haut de la figure) on retrouve la
rotation pure décrite au §4.2-c.
4.5 Décomposition du mouvement général d’une particule
4.5.1 Cas 2D
Nous allons voir que dans le cas général un mouvement quelconque peut être décomposé en mouvements
simples purs: translation, dilatation, déformation angulaire (cisaillement) et rotation. Considérons, pour simplifier
l’exposé, un mouvement bidimensionnel quelconque (figure). La généralisation au cas tridimensionnel ne présentera
aucune difficulté.
D'
r  Vx
Vitesse au point A(x,y): VA 
 Vy
C'
C
y+dy
D
B'
Vitesse au point D(x+dx, y+dy):
∂V
∂V

V + x dx + x dy
r  x ∂x
∂y
VD 
 V + ∂Vy dx + ∂Vy dy
 y ∂x
∂y
y+V y dt
dy
A'
y
A
dx
ey
O
ex
x
B
x+dx x+V x dt
 x + Vx dt
et le point D en D’ de coordonnées:
À l’instant t+dt le point A est passé en A’ de coordonnées: 
 y + Vy dt
∂Vx
∂Vx

 x + dx + (Vx + ∂x dx + ∂y dy) dt

(4.6)

 y + dy + (V + ∂Vy dx + ∂Vy dy) dt
y
∂x
∂y

On peut réécrire (4.6) en faisant apparaître l’expression des mouvements simples de translation, dilatation,
déformation angulaire et rotation; il suffit d’ajouter et retrancher 1/2( ∂Vy / ∂x )dydt à la première coordonnée et
1/2( ∂Vx / ∂y )dxdt à la seconde:

 x + dx + Vx dt +
 Position init. Translation



 y + dy + Vy dt +
 Position init. Translation

42

∂Vx
1  ∂V ∂Vy 
1  ∂Vx ∂Vy 
dxdt +  x +
−
dydt + 
dydt 
∂x
2  ∂y ∂x 
2  ∂y ∂x 

Dilatation

Déformation angulaire
Rotation

∂Vy
1  ∂Vx ∂Vy 
1  ∂Vy ∂Vx 

+
dydt + 
−
 dxdt + 
dxdt 
∂y
2  ∂y ∂x 
2  ∂x ∂y 

Dilatation

Déformation angulaire
Rotation
(4.7)
43
4.5.2 Cas 3D
Il est aisé de généraliser l’expression (4.7) au mouvement général d’une particule fluide dans un écoulement
tridimensionnel. On obtient:

 1  ∂V ∂Vy 
∂Vx
1  ∂Vx ∂Vz  
Vx dt
+
dx dt +   x +
+
dz  dt
 x + dx +
 dy + 
∂x
∂x 
2  ∂z
∂x  
 2  ∂y


∂Vy
 1  ∂Vy ∂Vz 
1  ∂Vy ∂Vx  
 y + dy +
V
dt
dy
dt
dz
+
+
+
+
+




 dx  dt
y

∂y
∂y 
2  ∂x
∂y  
 2  ∂z


 1  ∂V ∂V 
∂Vz
1  ∂V ∂Vy  
+
+
Vz dt
dz dt +   z + x  dx +  z +
 z + dz
 dy  dt
∂z
∂z 
∂z  
2  ∂y
 2  ∂x

 Position
Déformation angulaire

Translation
Dilatation
 initiale
(Cisaillement)
  
 dz  dt 
  

∂Vx   
−
 dx  dt 
∂y   

∂Vy   
−
 dy  dt
∂z   


 1  ∂V ∂Vy 
1  ∂Vx ∂Vz
+   x−
−
 dy + 
∂x 
2  ∂z
∂x
 2  ∂y
 1  ∂Vy ∂Vz 
1  ∂Vy
+  
−
 dz + 
∂y 
2  ∂x
 2  ∂z
 1  ∂V ∂V 
1  ∂V
+   z − x  dx +  z
∂z 
2  ∂y
 2  ∂x
Rotation
(4.8)
4.5.3 Taux de d’allongement d’un segment fluide
Nous allons maintenant déterminer le taux de d’allongement d d’un segment fluide, c’est-à-dire sa variation de
longueur par unité de longueur et de temps.
r
Soit δl la longueur initiale d’un segment fluide PP’ orienté selon le vecteur unitaire u . Conformément aux
notations indiquées sur la figure on a:
δl
u
x 1 +δx 1
P ' x 2 +δx 2
x 3 +δx 3
x1
P x2
x3
et
(δl) 2 = δx i δx i
(4.8)
u i = lim
(4.9)
δl → 0
δx i
δl
Le taux d’allongement du segment est défini par:
 1 d(δl) 
d = lim 
dt 
δl → 0  δl
qu’on peut encore écrire:
 1 1 d(δl) 2 
 1 1 d(δx i δx i ) 
 δx i d(δx i ) 
d = lim 
 = lim 
 = lim 

2
2
dt  δl →0  2 (δl) 2
dt
dt 
δl → 0  2 (δl )
δ
l
→
0

 (δl)
(4.10)
Or, puisque δx i = x i (P') − x i (P) , on a:
d(δx i ) d [ x i (P') ] d [ x i (P)]
∂V
=
−
= Vi (P') − Vi (P) = δVi = i δx j + O ( (δx j )2 )
dt
dt
dt
∂x j
43
44
où les Vi sont les composantes du vecteur vitesse qu’on a développé en série de Taylor autour du point P.
En substituant cette dernière expression dans la relation (4.10) on obtient:
 δx ∂Vi δx j 
d = lim  i
,
δl → 0  δl ∂x j δl 


r
soit encore, en exprimant les composantes de u d’après (4.9)
d = ui
∂Vi
uj
∂x j
(4.11)
r
? Ainsi, le taux d’allongement dans la direction u est déterminé par le tenseur gradient de la vitesse locale.
•Remarque 1:
Ce résultat apporte une justification à la remarque que nous avions faite à la fin du §3.1.2 sur
la limitation majeure de la description Lagrangienne du mouvement dans les fluides.
•Remarque 2:
Le taux d’allongement ne dépend en fait que de la seule partie symétrique du tenseur gradient
des vitesses. Ceci est démontré au §4.6 où est introduit le tenseur des taux de déformation.
r
En notant G = gradV le tenseur gradient des vitesses, on écrira:
r
r
d=u gGgu
avec
 V1,1

G ij =  V2,1
V
 3,1
V1,2
V2,2
V3,2
(4.12)
V1,3 

V2,3 
V3,3 
(4.13)
4.6 Tenseur des taux de déformation et tenseur des taux de rotation
On décompose classiquement le tenseur gradient des vitesses G en la somme de sa partie symétrique D et de
sa partie antisymétrique Ω (voir les définitions §1.2.3-c):
G=D+Ω
avec
et
G ij =
(4.14)
∂Vi
∂x j
(4.15)
1  ∂V ∂Vj 
Dij =  i +

2  ∂x j ∂x i 
D ij = D ji
(4.16)
1  ∂V ∂Vj 
Ωij =  i −

2  ∂x j ∂x i 
Ω ij =−Ω ji
(4.17)
Le tenseur D est justement nommé tenseur des taux de déformation (stetching tensor); il est symétrique.
44
45

V1,1


1
Dij =  (V1,2 + V2,1 )
2

 1 (V + V )
1,3
3,1

2
1
(V1,2 + V2,1 )
2
V2,2
1
(V2,3 + V3,2 )
2
1

(V1,3 + V3,1 ) 
2

1
(V2,3 + V3,2 ) 

2


V3,3


Le tenseur Ω est appelé tenseur des taux de rotation (spin tensor); il est antisymétrique.
1
1


0
− (V2,1 − V1,2 )
(V1,3 − V3,1 ) 

2
2


1
1

Ωij =
(V − V )
0
− (V3,2 − V2,3 ) 
 2 2,1 1,2

2


 − 1 (V − V ) 1 (V − V )

0
1,3
3,1
3,2
2,3


2
 2

(4.18)
(4.19)
Les composantes cartésiennes de ces tenseurs sont données en coordonnées rectangulaires, cylindriques et
sphériques en Annexes.
• Nous allons maintenant montrer que seul Dij intervient dans la détermination du taux d’allongement d. On peut
en effet décomposer l’égalité (4.11):
d = ui
∂Vi
u j = u i Dij u j + u i Ω ij u j
∂x j
Le dernier terme de cette expression peut être écrit sous la forme:
1
1
u i Ωij u j = u i Ωij u j + u i Ωij u j
2
2
ou encore, en permutant les indices muets du dernier terme:
1
1
1
u i Ωij u j = u i Ωij u j + u j Ω ji u i = u i (Ωij + Ω ji ) u j
2
2
2
Comme Ω est antisymétrique Ω ij + Ω ji = 0 et l’on voit que u i Ω ij u j = 0 .
r
En définitive, le taux d’allongement dans la direction u est déterminé uniquement par le tenseur des taux de
déformation D (et par les composantes ui de la direction considérée):
soit, sous forme intrinsèque:
d = u i Dij u j
(4.20)
r
r
d=u g D g u
(4.21)
Rappelons également que le taux de déformation angulaire, donné par la relation (4.5), est aussi déterminé par le
tenseur D (au facteur 1/2 près).
45
46
EXEMPLE: Taux de déformation dans un écoulement de Couette.
x2
Vo
h
On appelle écoulement de Couette un écoulement
bidimensionnel dans lequel la vitesse varie linéairement;
par exemple l’écoulement d’un fluide entre deux plans e 2
x2 = 0 et x2 = d dont la vitesse est définie par:
r r
x r
V = V(x 2 ) = Vo 2 e1 .
h
e1
δl2
δl
θ
δl
1
0
x1
Dans ce cas particulier seules deux composantes du tenseur D sont non nulles: D12 = D21 = Vo / 2h .
Évaluons le taux d’allongement d =
1 d(δl)
d’un élément infinitésimal δl orienté dans une direction
δl dt
r
r
r
quelconque définie par u = cos θ e1 + sin θ e2 .
On peut utiliser indifféremment la forme indicielle (4.20)
d = u i Dij u j
= D11 u12 + u1 D12 u 2 + u 2 D 21 u1 + D 22 u 22
= D11 cos 2 θ + (D12 + D 21 )sin θ cos θ + D 22 sin 2 θ
= 2 D12 sin θ cosθ
ou la relation (4.21)

 0

r
r
 1 Vo
d = u g D g u = ( cos θ sin θ 0 ) 
2 h

 0


1 Vo
2 h
0
0

0
  cos θ 
 V

0   sin θ  = o sin θ cos θ
h
  0 
0 


On voit donc que l’allongement est maximum pour θ = π/4:
d
θ=π / 4
=
Vo
2h
r
r
mais qu’il est nul dans la direction e1 ( d1 = ei Dij e j = D11 = 0), ainsi que dans la direction e2 ( d 2 = ei Dij e j = D 22 ).
46
Chapitre 5 Théorèmes de transport
5.1 Volumes et surfaces de contrôle
Un volume de contrôle est un volume imaginaire sur lequel au procède au bilan intégral d’une grandeur
physique comme la masse, la quantité de mouvement ou encore l’énergie. On appelle surface de contrôle
l’enveloppe d’un volume de contrôle.
Le fluide peut entrer et sortir d’un volume de contrôle c’est-à-dire traverser la surface de contrôle qui peut ellemême être fixe ou mobile.
• Volume de contrôle fixe
Nous désignerons par Vf un volume de contrôle figé dans l’espace.
Sf
L’enveloppe constituée par la surface de contrôle correspondante sera
notée Sf. À titre d’exemple la figure ci-contre représente le volume de
contrôle compris
Vf
S1
S2
entre deux sections fixes S1 et S2 d’un pot de détente.
• Volume de contrôle matériel
Un volume de contrôle matériel (qu’on note Vm) se déplace avec le
V m (t1)
V m (t2)
fluide; chaque point de son enveloppe (qu’on note Sm) est une particule
fluide.
La figure représente un volume matériel à deux instants différents
Sm
dans une tuyère convergente.
• Volume de contrôle arbitraire:
Il est parfois utile de faire le bilan d’une grandeur
matérielle
sur
un
volume
arbitraire
dont
le
Va (t)
déplacement et la déformation sont différents de ceux
du fluide qui le traverse.
S a (t)
On note Va ce volume et Sa la surface de contrôle correspondante.
48
5.2 Formulation des théorèmes de transport
En Mécanique des Fluides, l’évolution des grandeurs matérielles est analysée à l’aide d’équations intégrales de
bilan sur des domaines fluides macroscopiques. Le transport de ces grandeurs dans l’écoulement est explicité en
suivant le mouvement; il est par conséquent nécessaire d’établir l’expression de la dérivée particulaire d’une
intégrale volumique.
5.2.1 Cas général d’un volume de contrôle arbitraire
r
Soit un volume de contrôle arbitraire Va(t) limité par l’enveloppe fermée Sa(t). Soient f (x, t) une fonction
scalaire continue et dérivable et I(t) son intégrale sur le volume Va
r
I(t) = ∫∫∫ f (x, t) dV
Va
Le taux de variation dans le temps de l’intégrale I(t) est donné par
r r
d
d
∂f
I(t) = ∫∫∫ f dV = ∫∫∫ dV + ∫∫ f (Va g n)dS
(5.1)
dt
dt Va
∂t
Va (t)
Sa ( t )
r
r
où Va désigne la vitesse locale de la surface de contrôle et n la normale extérieure. La relation (5.1), appelée
parfois règle de Leibnitz, s’interprète de la façon suivante:
Taux de variation de
r
l’intégrale de f (x, t) sur le
volume Va(t)
=
r
Flux de f (x, t) à
Intégrale de la variation
r
temporelle de f (x, t) sur le
+
travers l’enveloppe Sa(t)
volume Va(t)
DÉMONSTRATION:
Pour démontrer l’expression (5.1) on peut remonter à la définition de l’opérateur de différenciation:

d
1
r
r
r
f (x, t) dV = lim  ∫∫∫ f (x, t + ∆t) dV − ∫∫∫ f (x, t) dV 
∫∫∫
∆
t
→
0
dt Va ( t )
∆t  Va (t +∆t )

Va ( t )
(5.2)
où encore, si l’on exprime que Va(t+∆t) = Va(t) + (II) - (III) (voir sur la figure de la page suivante),
d
1
r
f (x, t) dV = lim
[
∆t → 0 ∆t
dt V∫∫∫
a (t)
r
r
+ ∫∫∫ f (x, t + ∆t) dV
V a (t)
(II)
42444
3
14442444
3 144
∫∫∫ f (x, t + ∆t) dV
j
r
r
− ∫∫∫ f (x, t + ∆t)dV − ∫∫∫ f (x, t) dV 
(III)
a (t)
144424443 V14
42443
l
m
48
k
(5.3)
49
Considérons maintenant les différents termes du second membre de (5.3).
• Termes j et m:
lim
1
∂f
1
∂f
[j-m] = ∫∫∫ dV ∆lim
[j −m] = ∫∫∫ dV
t → 0 ∆t
∆t
∂
t
V a ( t ) ∂t
Va ( t )
lim
1
[ k ] = ∆lim
t →0
∆t
∆t → 0
• Terme k:
∆t → 0
(5.4)
r
∫∫∫ f (x, t + ∆t) dV
(II)
V a (t+∆t)
V a (t)
(II)
(III)
r
Va
dS
Q
(I)
dS
r
Va
P
n
n
r r
L’élément de volume (II) au voisinage du point P (en grisé sur la figure) a pour valeur dV = (Va g n ∆t) dS . On
peut donc écrire en substituant cette expression de dV dans k:
lim
∆t → 0
1
1

 k  = lim
∆
t
→
0
∆t
∆t 
r r
r

f
(x,
t
+
∆
t)
V
a g n dS  ∆t
∫∫
S II
r r r
= ∫∫ f (x, t) Va g n dS
(5.5)
S II
où SII est la partie de l’enveloppe de Va qui balaye (II) pendant le déplacement.
• Terme l:
lim
∆t → 0
1
 l  = lim
∆t   ∆t →0
r
∫∫∫ f (x, t + ∆t)dV
(III)
r r
L’élément de volume (III) au voisinage du point Q (en grisé sur la figure) a pour valeur dV = − (Va g n ∆t)dS
et l’on peut écrire
lim
∆t → 0
r r 
1
1 
r
 l  = lim
 − ∫∫ f (x, t + ∆t) Va g n dS ∆t
∆
t
→
0
∆t
∆t  S III

r r r
= − ∫∫ f (x, t) Va g n dS
(5.6)
S III
où SIII est la partie de l’enveloppe de Va qui balaye (III) pendant le déplacement.
Substituons pour finir les expressions (5.4), (5.5) et (5.6) dans (5.3); on obtient
r r
r r
d
∂f
r
r
r
f (x, t) dV = ∫∫∫ dV + ∫∫ f (x, t) (Va g n) dS + ∫∫ f (x, t)(Va g n)dS
∫∫∫
dt V a (t)
∂t
V a (t)
S II
S III
soit encore, puisque (S II US III ) est l’enveloppe totale de Va(t)
r r
d
∂f
f dV = ∫∫∫ dV + ∫∫ f (Va g n) dS
∫∫∫
dt V a
∂t
V a (t)
Sa (t)
(5.7)
49
50
5.2.2 Cas d’un volume de contrôle fixe
r r
Dans ce cas Va = 0 et le flux de f à travers l’enveloppe est nul:
d
∂f
f dV = ∫∫∫ dV
∫∫∫
dt V a
∂t
Va
(5.8)
5.2.3 Cas d’un volume de contrôle matériel Vm(t)
Dans ce cas le volume de contrôle se déplace avec le fluide; la vitesse en un point de l’enveloppe Sm est la
r
vitesse V du fluide:
r r
d
∂f
f dV = ∫∫∫
dV + ∫∫ f (V g n) dS
∫∫∫
dt V m ( t )
∂t
V m (t)
Sm (t)
(5.9)
5.2.4 Expression du théorème de transport en vitesse relative
Considérons maintenant un volume de contrôle Va(t) qui coïncide à l’instant t avec un volume matériel Vm(t). A
cet instant t on peut écrire:
et aussi
r r
d
∂f
f dV = ∫∫∫ dV + ∫∫ f (Va g n) dS
∫∫∫
dt V a
∂t
V a (t)
Sa (t)
(5.10)
r r
d
∂f
f dV = ∫∫∫
dV + ∫∫ f (Va g n) dS
∫∫∫
dt V m ( t )
∂t
V m (t)
Sm (t)
(5.11)
Puisqu’à cet instant on a Va(t) = Vm(t) et Sa(t) = Sm(t) on peut retrancher (5.11) de (5.10) et écrire
r r r
d
d
f dV = ∫∫∫ f dV + ∫∫ f (V − Va ) g n dS
∫∫∫
dt V m ( t )
dt V a (t)
Sa (t)
(5.12)
5.2.5 Théorème de transport pour un champ vectoriel
r r
Le théorème de transport se généralise immédiatement au cas d’une fonction vectorielle W(x, t) . Il suffit de
considérer le transport de chacune des composantes. On obtient de façon évidente:
r
r
r r r
d
∂W
W dV = ∫∫∫
dV + ∫∫ W (Va g n)dS
∫∫∫
dt V a ( t )
V a ( t ) ∂t
Sa (t)
(5.13)
5.3 Formes alternatives des théorèmes de transport
• Le second membre du théorème de transport peut être mis sous la forme d’une intégrale de volume. Il suffit
d’utiliser la formule de Green-Ostrogradski (1.43):
r r
r
∫∫ f V g n dS = ∫∫∫ div (f V) dV
S (t)
50
V (t)
51
On obtient:
r 
d
 ∂f
f dV = ∫∫∫  + div (f V)  dV
∫∫∫
dt V (t)
∂t

V (t) 
(5.14)
r
r
r uuuur
• L’intégrand du second membre peut être transformé en utilisant l’identité div(fV) = f div(V) + Va g grad f
et en introduisant la dérivée particulaire
On écrira donc
df ∂f r uuuur
= + V g grad f
dt ∂t
r
d
 df
f dV = ∫∫∫  + f div V  dV
∫∫∫
dt V (t)
dt

V (t) 
(5.15)
5.4 Théorèmes de transport en présence d’une surface singulière
La démonstration du théorème de transport présentée au § 5.2.1 fait l’hypothèse que la fonction considérée est
continue dans le volume de contrôle. En présence d’une surface singulière où la fonction présente une discontinuité
(§2.1.4) il convient de prendre quelques précautions particulières.
Considérons par exemple un volume de contrôle matériel Vm(t) coupé en deux parties V1 et V2 par une surface
de discontinuité (Σ). Dans chaque volume V i la fonction f est supposée continue; on peut donc dans chacun d’eux
utiliser (5.9):
r r
r r
d
∂f
f dV = ∫∫∫ dV + ∫∫ f (V g n i ) dS + ∫∫ f (VΣ g n i ) dS
∫∫∫
dt V i (t)
∂t
V i (t)
S i (t)
Σi ( t )
r
où VΣ est la vitesse propre de la surface (Σ).
Σ
V
1
1
(Σ)
Σ
V
2
Vm(t) = V1(t) + V2(t)
2
Σ
(Σ)
1
Σ
2
Sm(t) = S1(t) + S2(t)
S1
S2
n2
n
1
r r
Ajoutons et retranchons V g n i dans l’intégrand du dernier terme
r r
r
r r r r
d
∂f
f dV = ∫∫∫ dV + ∫∫ f (V g n i ) dS + ∫∫ f  (VΣ − V) g n i + V g n i  dS
∫∫∫
dt V i (t)
∂t
V i (t)
S i (t)
Σi ( t )
r r
r r r
∂f
dV + ∫∫ f (V g n i ) dS − ∫∫ f (V − VΣ ) g n i dS
∂t
V i (t)
S i +Σi
Σi (t)
= ∫∫∫
51
52
Les 2 premiers termes du second membre sont l’expression du théorème de transport appliqué au volume Vi en
l’absence de surface singulière. Le dernier terme, où apparaît la vitesse relative du fluide par rapport à (Σ), traduit un
flux de f à travers (Σ). En utilisant (5.14)
r 
r r r
d
 ∂f
f dV = ∫∫∫  + div (f V)  dV − ∫∫ f (V − VΣ ) g n i dS
∫∫∫
dt V i (t)
∂t

V i (t) 
Σi ( t )
et en remarquant que
2 
d
d
f
d
=
V
 ∫∫∫ f dV
∑
∫∫∫
dt V ( t )
i =1 
 dt V i ( t )

 on obtient finalement:

2 

r 
r r
d
 ∂f
f
d
V
=
+
div
(f
V)
d
V
−
 ∫∫ f W g n i dS
∑
∫∫∫
∫∫∫


dt V ( t )
∂t

i =1 

V (t) 
 Σi ( t )
(5.16)
r r r
où W = V − VΣ est la vitesse relative du fluide par rapport à la surface de discontinuité (Σ).
5.5 Applications
5.5.1 Le taux de dilatation volumique
r
r
Considérons le cas particulier où f (x, t) est la fonction scalaire constante f (x, t) = 1. L’intégrale I(t) représente
dans ce cas le volume du domaine fluide considéré:
I(t) =V m (t) = ∫∫∫ dV
V m (t)
et la dérivée particulaire dI(t)/dt est le taux de variation du volume de contrôle, soit, d’après (5.9),
r
d
V m (t) = ∫∫∫ div V dV
dt
V m (t)
où encore, d’après (5.14)
r
d
V m (t) = ∫∫∫ div V dV
dt
V m (t)
(5.17)
Si on considère à présent un volume fluide élémentaire δVm la relation précédente s’écrit alors:
r
dδV m
= div V δV m
dt
soit finalement:
52
r
1 dδVm
= div V
δVm dt
(5.18)
53
La divergence de la vitesse locale du fluide représente donc le taux de variation relative du volume de la
particule fluide. On dit qu’un écoulement de fluide est isovolume2 (c’est-à-dire incompressible et indilatable) si le
taux de dilatation volumique est nul en tout point
Écoulement de fluide isovolume
(incompressible)
⇔
r r
div V = 0
(5.19)
5.5.2 L’équation de continuité
r
r
Examinons à présent le cas où f (x, t) est la masse volumique ρ(x, t) du fluide. L’intégrale I(t) représente dans
ce cas la masse du domaine fluide considéré:
M(V m ) =
r
∫∫∫ ρ(x, t) dV
V m (t)
Vm étant un domaine matériel, sa masse est conservée au cours du mouvement et donc
r 
d
 ∂ρ
M(V m ) = ∫∫∫  + div (ρ V)  dV = 0
dt
∂t

V m (t) 
(5.20)
Dans le cadre de l’hypothèse de continuité cette expression reste vraie sur un volume infinitésimal; on peut donc
écrire le principe de conservation de la masse (5.20) sous la forme locale
r
∂ρ
+ div (ρ V) = 0
∂t
(5.21)
appelée équation de continuité.
En utilisant la définition (3.10) de la dérivation particulaire, l’équation de continuité prend la forme équivalente
suivante
r
dρ
+ ρ divV = 0
dt
(5.22)
• Remarque 1: On retrouve l’expression (5.18)
r
δV m d(δm / δV m )
1 dρ
1 dδV m
divV = −
=−
=
dt
ρ dt
δm
δV m dt
et l’interprétation physique que nous avions faite de l’opérateur divergence au §1.3.2-b.
2
Les variations de volume dans un fluide sont liées à travers l’équation d’état à celles du champ de pression (on parle de
compressibilité) et à celles du champ de température (on parle alors de dilatation). Un abus de langage bien établi conduit à
qualifier d’incompressible un écoulement de fluide isovolume.
53
54
• Remarque 2:
Appliquons le théorème de transport à une grandeur matérielle ρf (où f apparaît comme une
densité volumique):
r 
d
 ∂ρf
ρf dV = ∫∫∫ 
+ div (ρf V)  dV
∫∫∫
dt V m (t)
∂t

V m (t) 
et développons le second membre:
r   ∂f r uuuur  
d
  ∂ρ
ρf dV = ∫∫∫ f  + div (ρ V)  + ρ + V g grad f   dV
∫∫∫
dt V m ( t )
  ∂t

V m ( t )   ∂t
Le premier terme entre crochets est nul d’après (5.21) et le second fait apparaître la dérivée particulaire de f. On
obtient donc une forme particulière du théorème de transport:
d
df
ρf dV = ∫∫∫ ρ dV
∫∫∫
dt V m (t)
dt
V m (t)
(5.23)
Cette expression, très utilisée, est parfois désignée dans la littérature sous le nom de théorème de Reynolds.
• Remarque 3: La dérivée particulaire d’une grandeur matérielle quelconque ϕ s’écrit d’après (3.7):
dϕ ∂ϕ
∂ϕ
=
+ Vj
dt ∂t
∂x j
Considérons maintenant le produit ρ dϕ/dt; on a
ρ
 ∂ρ ∂ρVj 
dϕ ∂ρ ϕ ∂ρ ϕ Vj
=
+
−ϕ +

dt
∂t
∂x j
 ∂t ∂x j 
14
4244
3
nul
d ' après (5.21)
On pourra donc utiliser l’expression suivante
ρ
54
r
dϕ ∂ρ ϕ
=
+ div(ρ ϕ V)
dt
∂t
(5.24)
Chapitre 6 Le tenseur des contraintes
6.1 Efforts à distance - efforts de contact
6.1.1 Schéma macroscopique des contraintes
Les particules matérielles qui ont une réalité physique sont les molécules; ce sont elles qui subissent les efforts
extérieurs (comme la pesanteur) ou qui exercent des efforts sur les molécules voisines. Cependant le schéma du
milieu continu nous conduit à “oublier“ cette réalité et à introduire une schématisation macroscopique des efforts
réels.
On distingue 2 types de forces:
- celles qui sont exercées par un matériau situé en dehors du domaine fluide étudié et pénètrent à l’intérieur assez
loin par rapport aux dimensions microscopiques;
- et celles qui sont exercées par les molécules du matériau situé en dehors du domaine fluide étudié et qui ont
une portée voisine des dimensions microscopiques.
• L’exemple le plus courant dans la première catégorie est la force de pesanteur, mais aussi la force de Coulomb
(si le fluide porte des charges électriques) ou les forces fictives comme la force de Coriolis (si le repère n’est pas
galiléen). Nous écrirons la somme de ces forces de volume qui agissent au temps t sur la particule fluide de volume
r
dV située au point x
r r
ρ f (x, t) dV
r
r
de sorte que ρ f représente la densité volumique locale des efforts et f désigne la densité massique locale.
• Le forces d’origine moléculaire se distinguent des précédentes par le fait qu’elles décroissent très vite (comme
d-7 ou d-8) lorsque la distance d entre les molécules augmente. Pour la cohérence avec le schéma du milieu continu,
il est clair que ces forces de très courte portée doivent être considérées comme ponctuelles. Considérons un domaine
fluide V . Il faut distinguer deux situations possibles:
- ou bien les molécules en interaction (considérées deux à deux) appartiennent toutes à V , et dans ce cas les
forces qu’elles exercent l’une sur l’autre s’annulent mutuellement en vertu du principe d’action-réaction,
56
n
- ou bien certaines d’entre elles n’appartiennent pas à V .
Dans ce cas, on globalise l’action moléculaire des molécules
extérieures agissant au temps t sur le fluide intérieur à V, à
travers l’élément de surface dS de la frontière pris autour du
r
r
point x et de normale unitaire extérieure n :
r r r
T(n, x, t)dS
TdS
x
r
e1
V
r
e3
x
r
e2
S
ρf dV
r
Le vecteur T est appelé la contrainte locale; il a la dimension d’une force par unité de surface.
La résultante des forces extérieures qui s’applique au volume fluide V limité par la surface S s’écrit donc
r r
r r r
∫∫∫ ρ f (x, t) dV + ∫∫ T(n, x, t) dS
V
(6.1)
S
et le moment résultant des forces extérieures est:
r r
∫∫∫ ρ (x ∧ f ) dV
V
r r
+ ∫∫ (x ∧ T) dS
(6.2)
S
Dans le cas où la surface S représente une surface physique (surface libre, interface entre deux fluides non
r
miscibles, paroi solide…) la contrainte T représente effectivement l’action des forces moléculaires du matériau
extérieur. Dans le cas d’une surface fictive arbitraire on aperçoit la possibilité de représenter des forces
“intérieures”. Les interactions dynamiques entre fluide intérieur et fluide extérieur à travers l’élément dS sont dues à
la fois aux forces intermoléculaires et à des échanges de molécules en nombre égal dans les deux sens à l’échelle
macroscopique, ce qui annule tout transport net de masse; cependant le flux de quantité de mouvement est en
général non nul. Cette interprétation à l’échelle macroscopique de la contrainte constitue la représentation des forces
intermoléculaires dans le schéma du milieu continu.
6.1.2 Propriété des contraintes locales
Mise à part la différence de leurs dimensions (force par unité de volume et force par unité de surface), il y a une
r
r r
r
r
autre différence cruciale entre f et T : f est défini en tout point à tout instant alors qu’à x et t fixés T dépends de
r
r
r
l’orientation n de l’élément de surface considéré. Il faut cependant ne pas confondre le vecteur T et la direction n .
Nous allons montrer que la contrainte locale change de signe lorsqu’on change le signe de la normale:
r r r
r r r
T(−n, x, t) = −T(n, x, t)
DÉMONSTRATION:
Pour cette démonstration nous utiliserons le théorème de la moyenne que nous rappelons ici:
• cas monodimensionnel ( D ≡ [ a, b] ):
b
∫ f (x) dx = (b − a)f
a
56
(6.3)
57
∫∫ f dS = f S
• cas d’une surface ( D ≡ S ):
S
∫∫∫ f dV
• cas d’un volume ( D ≡V ):
= fV
V
où f est une fonction continue sur le domaine D et f sa valeur en un point du domaine.
Considérons
maintenant
le
domaine
matériel
e
représenté par deux surfaces parallèles d’aire S
z
connectées par une bande d’épaisseur l et d’aire A. Si
e
nous admettons que l’équilibre macroscopique du
domaine matériel est
possible3
x
r
na
A
r r
−T(n)
décomposant la surface enveloppe en 3 termes:
r
∫∫∫ ρ f dV
r r
T(n)
ey
(situation de repos), la
résultante des efforts extérieurs est alors nulle, soit en
V
r
n
S
r
−n
r
r r r
r r r
r r r
+ ∫∫ T(n, x) dS + ∫∫ T( − n, x) dS + ∫∫ T(n a , x) dS = 0
S
S
A
D’après le théorème de la moyenne, on peut aussi écrire:
r
r
r r r r r r
r r
ρ f S l + ∫∫ T(n, x) + T(− n,x)  dS + T(n a ) A = 0
S
Prenons la limite l → 0 (en remarquant qu’alors A → 0 )
r
r r r r r r
lim ∫∫ T(n,x) + T( − n,x)  dS = 0
l →0 S
Comme la surface S est arbitraire, cette dernière égalité n’est réalisée que si l’intégrand est identiquement nul:
r r r
r r r
T(n,x) = − T(− n,x)
6.2 Le tenseur des contraintes
6.2.1 Représentation des forces de surface par le tenseur des contraintes
r
r
Nous venons de voir qu’en chaque point P( x , t) du fluide, il existe un vecteur contrainte T correspondant à
r
chaque direction n . Nous allons maintenant montrer que la contrainte peut être représentée à l’aide d’un tenseur Σ
r
appelé tenseur des contraintes et qui caractérise l’état local des contraintes indépendamment de la direction n :
r r r
r
r
T(n, x, t) = Σ(x, t) g n
(6.4)
3
Cette hypothèse n’est pas indispensable. La démonstration est identique pour un domaine matériel en mouvement, mais
suppose connue l’expression du bilan de quantité de mouvement qui est présentée chapitre 7.
57
58
DÉMONSTRATION: Considérons l’équilibre d’un petit tétraèdre de volume infinitésimal δV dont les trois
faces orthogonales δS1, δS2 et δS3 sont les projections de la quatrième face δS. Les notations sont explicitées dans
le tableau ci-dessous:
r
Le tétraèdre est assez petit pour que x
soit supposé invariant. La seule variable
r
est donc n .
Facette
Surface
P1P2P3
δS
rr
δS1 = a.n δS
rr
δS2 = b.n δS
rr
δS3 = c.n δS
P2AP3
P1AP3
Écrivons l’équilibre4 de ce tétraèdre:
P1AP2
Normale unitaire extérieure
r
n
r
- a
r
- b
r
- c
Contrainte
r r
T(n)
r r
T(−a)
r r
T(− b)
r r
T(− c)
r
r
r r
r r
r r
r r
ρ f δV + T(n) δS + T(−a) δS1 + T(− b) δS2 + T(− c) δS3 = 0
r
r
r r
r r
r r
r r
ρ f δV + T(n) δS − T(a) δS1 − T(b) δS2 − T(c) δS3 = 0
soit, d’après (6.3):
et, en utilisant la deuxième colonne du tableau et en divisant par δS:
r δV
r r r r r r r r r r r r r r
T(n) = T(a) a g n + T(b) b g n + T(c) c g n − ρ f
δS
r r
T(n)
δS2
P3
r
c
r
a
r
n
δS1
P1
r
e1
r
e3
A
r
e2
δS
r
b
δS3
P2
Prenons la limite δS → 0 (en remarquant qu’alors δV / δS → 0 ), on obtient en explicitant les produits
scalaires:
ou, en projection:
r r r r
r r
r r
T(n) = T(a) a j n j + T(b) b j n j + T(c) c j n j
r
r
r
r
Ti (n) = Ti (a) a j + Ti (b) b j + Ti (c) c j  n j
(6.5)
r r
r r r
r
Ainsi, lorsqu’on se donne le trièdre orthonormé ( a, b, c ), la contrainte T(n) varie linéairement avec n . Le
r
terme entre crochets de l’expression (6.5) apparaît alors comme l’opérateur qui définit cette relation linéaire entre T
4
Cette fois encore l’hypothèse d’équilibre n’est pas indispensable. La démonstration est identique pour un domaine
matériel soumis à un mouvement (le terme d’inertie disparaissant par passage à la limite) mais suppose connue l’expression du
bilan de quantité de mouvement qui est présenté au chapitre 7.
58
59
r
r
et n . Par ailleurs, ces deux vecteurs sont indépendants du choix du référentiel ( ei ) et le terme entre crochets doit
donc, lui aussi, jouir de cette propriété d’invariance. Ceci implique que ce doit être un tenseur du second ordre. En
notant Σ ce tenseur, nommé tenseur des contraintes, et σij ses composantes, on écrira:
ou, en notation intrinsèque:
r r
r
Ti (n, x, t) = σij (x, t) n j
(6.6)
r r r
r
r
T(n, x, t) = Σ(x, t) g n
(6.7)
6.2.2 Composantes du tenseur des contraintes
e
Conformément à la relation de définition (6.5):
r
r
r
σij = Ti (a) a j + Ti (b) b j + Ti (c) c j
(6.8)
σ
33
3
les neuf composantes du tenseur Σ caractérisent les
σ
23
σ
13
composantes des contraintes sur les faces à normales
σ
31
positives d’un parallélépipède. Le second indice, j,
caractérise l’orientation de la facette considérée; le
σ
11
premier indice, i, caractérise la composante de la
σ
32
σ
21
σ
12
σ
22
e2
contrainte sur la facette j.
e1
6.2.3 Symétrie du tenseur des contraintes
Dans les fluides simples (ça n’est pas le cas des milieux diélectriques polarisés), le tenseur des contraintes
possède une propriété de symétrie qui réduit de 9 à 6 le nombre de ses composantes indépendantes:
σ ij = σ ji
(6.9)
DÉMONSTRATION: Considérons un volume matériel fini V dont l’enveloppe S est de forme arbitraire. Ici
encore nous considérerons une situation d’équilibre statique5. Le moment angulaire résultant (6.2) des forces
agissant sur V est alors nul; on peut donc écrire en notation indicielle, pour la composante i du moment:
∫∫∫ ρ ε
V
ijk
x j f k dV + ∫∫ εijk x j Tk dS = 0
(6.10)
S
Le tenseur des contraintes est introduit en utilisant l’expression (6.6) de la contrainte et l’on transforme
l’intégrale de surface par application du théorème de la divergence (1.44). La seconde intégrale de (6.10) devient
alors:
5
Même remarque que pour les démonstrations qui précèdent; l’hypothèse d’équilibre n’est pas indispensable. La
démonstration est identique pour un domaine matériel soumis à un mouvement (le moment de quantité de mouvement
disparaissant par passage à la limite).
59
60
∫∫ ε
S
ijk
x j Tk dS = ∫∫ εijk x j (σ kl n l ) dS = ∫∫∫ εijk (x j σ kl ) ,l dV = ∫∫∫ εijk (σ kl x j,l + x j σ kl , l ) dV
V
S
V
Substituons cette expression dans la relation (6.10) en remarquant que σ kl x j,l = σ kl δ jl = σ kj ; il vient:
∫∫∫ ε
ijk
V
ρ x j f k + σ kj + x j σ kl , l  dV = 0
Appliquons maintenant cette relation générale à un volume V qui tend vers zéro autour de l’origine O (de sorte
r
r
que x tende aussi vers 0 ). La relation précédente devient alors, en ne retenant que le terme d’ordre le plus élevé:
∫∫∫ ε
ijk
σ kj dV = 0
V
Et cette relation ne peut être vraie, pour tout point O et pour toute forme de volume V , que si, en chaque point:
(6.11)
εijk σ kj = 0
soit, en développant et en ne gardant que les coefficients non nuls:
ε123 σ32 + ε132 σ23 = 0

 ε231 σ13 + ε 213 σ31 = 0
ε σ + ε σ = 0
 312 21 321 12
a
a
a
σ32 = σ23
σ13 = σ31
σ21 = σ12
Il apparaît ainsi que σ ij = σ ji , et le tenseur des contraintes ne comporte que six composantes indépendantes:
- les trois composantes diagonales σ11 , σ22 , σ33 , appelées contraintes normales puisqu’elles représentent la
contribution à la composante normale des forces de surface (schéma de la page précédente),
- les trois composantes non diagonales, appelées contraintes de cisaillement puisque nous verrons qu’elles
n’interviennent que dans des déformations de cisaillement.
6.2.4 Notion de pression statique
Nous allons maintenant dégager une propriété spécifique du tenseur des contraintes: dans les fluides au repos les
trois contraintes normales sont égales: σ11 = σ 22 = σ33 .
Dans les axes principaux, le tenseur des contraintes est évidemment purement diagonal et peut toujours être
décomposé en la somme de deux tenseurs, dont l’un est isotrope et dont l’autre, le complément, est un déviateur (par
rapport à l’isotropie des contraintes):
60
61
 σ11

 0
 0

0
σ 22
0
 σ kk

0   3
 
0  = 0
σ33  
 0


La contribution du tenseur isotrope (
0
σ kk
3
0
σ
 
0   σ11 − kk
3
 
 
0 +
0
 
σ kk  
0
3  
0
σ 22 −
0




0


σkk 
σ33 −
3 
0
σ kk
3
(6.12)
σkk
δij ) à la contrainte est une composante normale qui ne varie pas lorsque
3
r
n varie. Le second tenseur a une trace nulle. Sa contribution à la force par unité de surface est également normale
r
(parce qu’on a choisi des axes principaux), mais varie nécessairement lorsque n varie; puisque la trace est nulle, il
faut bien que l’une au moins de ces contraintes normales soit négative (une compression), et l’une au moins positive
(une traction).
Ti(i) =
σ kk
ni
3
σ 

Ti(d) =  σii − kk  n i
3 

(sommation sur k seulement)
Partie isotrope du tenseur Σ
Partie déviateur du tenseur Σ
La figure illustre cet état (à 2 dimensions pour plus de clarté). La partie isotrope peut être équilibrée par un
changement de volume sans changement de forme. La partie déviatoire correspondrait, au contraire, à un
changement de forme sans changement de volume; ceci correspond à un état de mouvement et à la recherche d’une
nouvelle forme d’équilibre telle que les forces internes équilibrent les forces externes6. En conséquence, si le fluide
est au repos, le déviateur des contraintes est nécessairement nul; le tenseur des contraintes est donc isotrope, c’est-àdire de la forme:
r
r
σij (x) = − P(x) δij
où le signe
(6.13)
- est purement conventionnel. Le scalaire P (en général positif, car les fluides se trouvent
r
normalement comprimés) est appelé la pression au point x . Dans un fluide au repos, la contrainte
Ti = σij n j = − P δij n j = − P n i
(6.14)
6
Nous ignorons ici la contribution des forces de volume. Leur présence éventuelle n’a pas d’incidence sur le résultat que
nous allons établir. On peut toujours considérer un élément de volume assez petit pour que les forces de volumes soient
négligeables, dans l’équilibre envisagé, devant les forces de surface.
61
62
est normale à la surface considérée et agit en compression (dans la direction opposée à la normale extérieure
r
locale n ).
• Équilibre des contraintes dans un fluide au repos
r
La relation d’équilibre statique (6.13) permet de relier le champ scalaire de pression P(x) aux forces de volume.
La condition d’équilibre d’un fluide au repos s’écrit, en exprimant la nullité de la résultante (6.1) des efforts
extérieurs:
r r
r
r r
ρ
f
(x)
d
−
P(x)
n
dS
=
0
V
∫∫∫
∫∫
V
S
soit, en utilisant le théorème de la divergence (1.42):
r uuuur
∫∫∫ (ρ f − grad P) dV
r
=0
(6.15)
V
Cette relation doit être vraie quel que soit le volume matériel V, par conséquent elle est vraie sur un volume
élémentaire dV et donc localement:
uuuur
r
grad P = ρ f
(6.16)
•Remarque 1:
Cette condition nécessaire d’équilibre exclut que le fluide puisse être au repos si la densité
r
volumique locale des efforts ρ f n’est pas le gradient d’un champ scalaire.
r
•Remarque 2: Si cette condition est satisfaite alors P(x) est constant sur les surfaces normales au champ de
r r
force f (x) ; ces surfaces sont dites surfaces isobares.
6.2.5 Le tenseur des contraintes visqueuses
Lorsque le fluide est en mouvement, il est commode de séparer la partie isotrope de la partie déviatoire. Pour
r
cela on décompose la contrainte T sous la forme générale:
Ti = σij n j = − P δij n j + τij n j
(6.17)
où le premier terme du dernier membre représente la partie (6.14) des contraintes qui est associée à la pression
statique et le dernier terme définit les composantes du tenseur τ des contraintes visqueuses:
ou, sous forme intrinsèque:
σij = − P δij + τij
(6.18)
Σ = − P1 + τ
(6.19)
ou encore sous forme matricielle:
62
63
 σ11

 σ21
σ
 31
σ12
σ22
σ32
σ13   − P 0
0   τ11
 
 
σ23  =  0 − P 0  +  τ21
σ33   0
0 − P   τ31
τ12
τ22
τ32
τ13 

τ23 
τ33 
(6.20)
Comme Σ et 1 sont des tenseurs symétriques, il s’ensuit que le tenseur des contraintes visqueuses est aussi
symétrique
(6.21)
τij = τ ji
Dans la décomposition précédente, la pression statique est une variable thermodynamique qui ne dépend que de
l’état thermodynamique du système matériel étudié. Par contre, le tenseur des contraintes visqueuses dépend de
l’écoulement (puisqu’il est identiquement nul dans le cas du repos); nous verrons plus précisément qu’il dépend du
taux de déformation locale.
63
Chapitre 7 Équations de bilans
7.1 Forme générale d’un principe de bilan
Les lois générales de la physique s’appuient sur le principe commun de l’analyse de bilan appelée souvent loi de
conservation. Ce principe exprime qu’une grandeur physique est soit invariante (d’où le vocable loi de
conservation), soit varie d’une manière définie en fonction des influences extérieures (d’où le vocable loi de bilan).
Il convient de préciser d’emblée la démarche commune à toutes ces lois de bilan.
Remarquons d’abord que les grandeurs physiques astreintes à suivre des lois de bilan sont des grandeurs
extensives (masse, quantité de mouvement, énergie, nombre de molécules d’une espèce particulière…). Il s’agit
donc de grandeurs matérielles dont on évalue la quantité intégrale sous la forme d’une intégrale matérielle:
I(t) =
∫∫∫ ρ f dV
Vm ( t )
dont nous savons calculer la dérivée particulaire. Les lois de bilans sont donc des relations entre la variation
dans le mouvement de I(t) et les mécanismes physiques qui génèrent ces variations.
Les mécanismes physiques qui produisent (sources) ou détruisent (puits) la grandeur matérielle considérée
relèvent de deux classes bien distinctes:
- des sources (ou puits), effectivement distribuées à l’intérieur du domaine Vm mais commandées par un système
extérieur (c’est le cas des forces de volume comme source de quantité de mouvement),
- des sources distribuées sur la frontière Sm du volume de contrôle et commandées par le matériau situé hors de
Vm (c’est le cas des forces de surfaces pour la quantité de mouvement). On peut donc écrire un bilan sous la forme
d
r r
ρ f dV = ∫∫∫ S dV + ∫∫ ϕ g n dS
(7.1)
dt V∫∫∫
V m (t)
Sm (t)
m (t)
r
où S est la densité volumique des sources internes et ϕ le flux (vecteur ou tenseur) surfacique des sources
externes. En appliquant le théorème de la divergence au dernier terme de la relation (7.1) et le théorème de transport
dans sa version (5.23), on peut écrire:
66
df
∫∫∫ ρ dt dV
V m (t)
=
r
∫∫∫ (S + divϕ) dV
(7.2)
V m (t)
Cette équation intégrale de bilan doit être vraie quel que soit le domaine matériel considéré. On peut donc
considérer un domaine élémentaire dV et écrire la forme locale suivante du principe de bilan:
r
df
ρ = S + div ϕ
dt
(7.3)
7.2 Équation de bilan de masse
r
La masse d’un système matériel étant conservative, les termes sources S et les flux ϕ sont identiquement nuls.
L’équation de conservation de la masse est obtenue en écrivant les formulations génériques (7.2) ou (7.3) pour f ≡ 1 .
Cette équation a été établie au §5.5.2. Indiquons ici les différentes formes macroscopiques utiles:
 ∂ρ
r 
∫∫∫  ∂t + div (ρV)  dV
Forme (5.20):
=0
(7.4)
V m (t)
ou, en exprimant le flux surfacique:
r r
∂ρ
dV + ∫∫ ρ (V g n)dS = 0
∂t
V m (t)
Sm (t)
∫∫∫
(7.5)
Dans le cas d’un volume de contrôle arbitraire Va(t) qui coïncide à l’instant t avec un volume matériel Vm(t), on
peut écrire d’après (5.12) (en substituant f ≡ρ ):
r r r
d
ρ dV + ∫∫ ρ (V − Va ) g n dS = 0
∫∫∫
dt V a (t)
Sa (t)
(7.6)
Les formes locales de l’équation de continuité ont été établies au § 5.5.2; rappelons-les:
r
∂ρ
+ div (ρ V) = 0
∂t
(7.7)
r
dρ
+ ρ divV = 0
dt
(7.8)
7.3 Équation de bilan de quantité de mouvement
7.3.1 Formes macroscopiques
L’application du principe de bilan à la quantité de mouvement prend la forme du Principe d’Euler (loi
fondamentale de la Dynamique):
66
67
Dans un référentiel galiléen, le torseur d’accélération est égal au torseur des efforts extérieurs, à tout instant et
pour toute partie D d’un système matériel .
On rappelle qu’un torseur est l’ensemble des six éléments de réduction (à l’origine du repère considéré) d’un
champ vectoriel, c’est-à-dire le couple: résultante et moment résultant. On a ainsi, pour un domaine matériel D (de
volume Vm et d’enveloppe Sm):
• le torseur de quantité de mouvement:
r
r r
 P = ρV(x,
t)dV
∫∫∫
 V m
[P]  r
r r r
 M o (P) = ∫∫∫ x ∧ρV(x, t)dV

Vm
• le torseur d’accélération:
[Γ]
r
r
Γ = ργr (x,
t) dV
 ∫∫∫
Vm
r
r r r
 M o (Γ ) = ∫∫∫ x ∧ργ (x, t) dV

Vm
• le torseur des efforts extérieurs:
r
r
 ρ f dV + T dS
∫∫∫
∫∫
V
Sm
[ F]  m r r
r r
 ∫∫∫ ρ x ∧ f dV + ∫∫ x ∧ T dS
 V m
Sm
La loi fondamentale de la dynamique s’écrit donc: [ Γ ] =
avec [ Γ ] =
d
[P]
dt
r
f :densité massique des forces de volume
avec  r
T:contra int e surfacique
d
[ P ] = [ F] .
dt
En exprimant la dérivée particulaire du torseur de quantité de mouvement:
d
dt
[Γ] = [ P]
r
r
r r r
d
∂ρ V
dV + ∫∫ ρV (V g n) dS
 ∫∫∫ ρV dV = ∫∫∫
∂t
 dt V m
Vm
Sm

r
r
∂ r
r
r r r r
d
x ∧ρV dV = ∫∫∫ (x ∧ρV) dV + ∫∫ (x ∧ρ V) (V g n)dS
∫∫∫
 dt V
V m ∂t
Sm

m
on obtient la forme explicite suivante:
r
r
r r r
r
 ∂ρ V
dV + ∫∫ ρ V (V g n) dS = ∫∫∫ ρ f dV + ∫∫ T dS
 ∫∫∫
 V m ∂t
Sm
Vm
Sm

r
r
r
r
∂
r
r
r r
r r

(x
∧ρ
V)
d
V
+
(x
∧ρ
V)
(V
g
n)
dS
=
(x
∧ρf ) dV + ∫∫ (x ∧ T) dS
∫∫
∫∫∫
 ∫∫∫
Sm
Vm
Sm
 V m ∂t
(7.9)
Ce théorème est d’une importance essentielle. Il permet en effet de calculer, à partir du champ de vitesse
r r
V (x, t) dans le domaine considéré, le torseur des efforts exercés par un fluide en mouvement sur un obstacle. Il est
67
68
spécialement intéressant dans le cas des écoulements stationnaires puisque alors la seule donnée du champ de
vitesse sur la frontière S définit complètement le torseur des efforts extérieurs.
Souvent, pour des raisons de symétrie, il apparaît clairement que le moment des efforts extérieurs est nul, aussi
est-ce la relation sur la résultante des efforts qui est la plus utilisée. Dans ce cas l’équation intégrale de bilan de
quantité de mouvement se réduit à:
r
r
r
r r r
r
d
∂ρV
ρ
V
d
V
=
d
V
+
ρ
V
(V
g
n)
dS
=
ρ
f
dV + ∫∫ T dS
∫∫∫
∫∫∫
∫∫
∫∫∫
dt V m
∂t
Vm
Sm
Vm
Sm
(7.10)
D’autres formes macroscopiques du bilan de quantité de mouvement peuvent être exprimées à partir de
l’expression précédente en transformant le membre de gauche à l’aide du théorème de Reynolds (5.23) et en
r
r
introduisant le tenseur des contraintes défini par T = Σ g n :
r
r
r
d
dV
r
ρ
V
=
ρ
V
=
ρ
V
d
d
f
dV + ∫∫ Σ g n dS
∫∫∫
∫∫∫
∫∫∫
dt V m
dt
Vm
Vm
Sm
(7.11)
Appliquons le théorème de Green-Ostrogradski au dernier terme:
∫∫∫ ρ
Vm
r
r uuur
dV
dV = ∫∫∫ ρ f + div Σ  dV


dt
Vm
(7.12)
La formulation indicielle des relations (7.10), (7.11) et (7.12) est respectivement:
∂ρ Vi
d
ρ Vi dV = ∫∫∫
dV + ∫∫ ρ Vi (Vj n j ) dS = ∫∫∫ ρ fi dV + ∫∫ Ti dS
∫∫∫
dt V m
∂t
Vm
Sm
Vm
Sm
(7.13)
dV
d
ρ Vi dV = ∫∫∫ ρ i dV = ∫∫∫ ρ f i dV + ∫∫ σij g n j dS
dt ∫∫∫
dt
Vm
Vm
Vm
Sm
(7.14)
dVi
∫∫∫ ρ dt
Vm

∂σij 
dV = ∫∫∫ ρ f i +
 dV
∂x j 
Vm 

(7.15)
7.3.2 Formes locales
Le volume de contrôle Vm(t) est arbitraire et les intégrands apparaissant dans les deux membres de la relation
(7.12) doivent être égaux:
r
r uuur
dV
ρ
= ρ f + div Σ
dt
68
(7.16)
69
soit, sous forme indicielle:
ρ
∂σij
dVi
= ρ fi +
dt
∂x j
(7.17)
On peut décomposer le tenseur Σ en utilisant (6.19) pour faire apparaître la pression P et le tenseur τ des
contraintes visqueuses dans ces deux dernières équations:
r
uuur
r uuuur
dV
ρ
= ρ f − grad P + div τ
dt
ρ
(7.18)
dVi
∂P ∂τij
= ρ fi −
+
dt
∂x i ∂x j
(7.19)
La signification physique de cette équation apparaît clairement:
Variation de la quantité de
mouvement par unité de
volume
Forces volumiques
par unité de volume
=
+
Forces associées à la
pression par unité de
volume
+
Contraintes
visqueuses par unité
de volume
Nous allons écrire une autre forme locale du bilan de quantité de mouvement en exprimant la dérivée
particulaire qui apparaît dans le membre de gauche de l’équation (7.19):
ρ
 ∂V
 ∂ρ ∂ρVj 
dVi
∂V  ∂ρVi ∂ρVi Vj
= ρ i + Vj i  =
+
− Vi  +


 ∂t ∂x 
dt
∂x j  ∂t
∂x j
j 
 ∂t

Le terme entre parenthèses du membre de droite est nul en vertu de l’équation (7.7) de conservation de la masse.
L’équation locale (7.19) de bilan de quantité de mouvement peut donc être écrite sous la forme dite conservative:
∂σij
∂ρVi ∂ρVi Vj
∂P ∂τij
+
= ρ fi +
=ρ f i −
+
∂t
∂x j
∂x j
∂x i ∂x j
(7.20)
soit, en écriture vectorielle:
r
uuur
r uuur
r uuuur
∂ρV uuur r r
+ div (ρ V ⊗ V) = ρ f + div Σ = ρ f − grad P + div τ
∂t
(7.21)
7.4 Théorème de l’énergie cinétique
Le théorème de l’énergie cinétique établit que la variation de l’énergie cinétique d’un système matériel est égale
à la somme des puissances des efforts (extérieurs et intérieurs) qui s’exercent sur lui.
dK
= Pe + Pi
dt
(7.22)
69
70
• Il est facile d’expliciter le premier terme de cette relation (en utilisant le théorème de Reynolds):
dK d
1
1 dV 2
= ∫∫∫ ρ V 2 dV = ∫∫∫ ρ
dV
dt dt V m ( t ) 2
dt
V m (t) 2
(7.23)
• Les efforts extérieurs sont définis par:
r
r
+ ∫∫ Σ g n dS
∫∫∫ ρ f dV
Vm
Sm
et le second terme de (7.22) peut donc s’écrire sous la forme:
r r
r
r r uuur r

∂ (Vi σij ) 
r
Pe = ∫∫∫ V g ρ f dV + ∫∫ V g Σ g n dS = ∫∫∫ ρ V g f + div (V g Σ)  dV = ∫∫∫ ρ Vi fi +
 dV


∂x j 
V
S
V
V (t) 

m
m
m
m
• La démarche naturelle pour déterminer la puissance Pi des forces de cohésion interne consiste à utiliser
l’équation de bilan de quantité de mouvement, puis à comparer le résultat avec l’expression (7.22) du théorème de
r
l’énergie cinétique. Formons donc le produit scalaire du vecteur vitesse V et de l’équation de bilan (7.17) de la
quantité de mouvement:

∂σij 
 dV 
Vi ρ i  = Vi ρ fi +

∂x j 
 dt 

∂(Vi σij )
∂V
1 dV 2
ρ
= ρ Vi fi +
− σij i
2 dt
∂x j
∂x j
Or, puisque σ ij = σ ji , le dernier terme peut s’écrire: σij
∂Vi
1  ∂V ∂Vj 
= σij  i +
 = σij D ji où nous avons fait
∂x j
2  ∂x j ∂x i 
apparaître le tenseur D des taux de déformation. On obtient donc:
∂ (Vi σij )
1 dV 2
ρ
= ρ Vi fi +
− σij D ji
2 dt
∂x j
Intégrons cette relation sur le volume de contrôle Vm et identifions chaque terme par comparaison avec (7.22):
1 dV 2
∫∫∫ ρ dt dV
V m (t) 2
144
42444
3
dK
dt
=

∂ (Vi σij ) 
 dV
∂x j 
V m (t) 
14444
4244444
3
∫∫∫ ρ V f
i
i
+
Pe
+
∫∫∫  − σ
ij
D ji  dV
(7.24)
14442444
3
V m (t)
Pi
et on constate que la puissance des efforts intérieurs est nulle dans un mouvement rigide ( D = 0).
À cette forme intégrale du théorème de l’énergie cinétique exprimée sur un volume fluide Vm quelconque,
correspond évidemment la forme locale:
70
71
∂ (Vi σij )
1 dV 2
ρ
= ρ Vi fi +
− σij D ji
∂x j
2 dt
(7.25)
On peut encore décomposer le tenseur Σ en utilisant (6.19) pour faire apparaître la pression P et le tenseur τ
des contraintes visqueuses; on obtiendra:
1 dV 2
ρ
2 dt
=
ρ Vi f i
2
=
r r
ρV g f
14243
1 dV
ρ
24244
dt 3
14
Taux de var iation
de l'énergie cinétique
par unité de volume
−
Vj
∂P
∂x j
+
Vi
r uuuur
− 14
V g grad P
+
42443
Puissance des forces
volumiques par unité
de volume
Puissance des forces
de pression par unité
de volume
∂τij
∂x j
r uuur
V g div τ
14
4244
3
(7.26)
Puissance des contra int es
visqueuses par unité
de volume
Il est intéressant d’exprimer les deux derniers termes de cette équation en faisant apparaître explicitement les
contributions strictement surfaciques (sous forme d’une divergence) et les contributions volumiques (travail des
efforts intérieurs). On procède à la transformation
Vi
∂τij
∂x j
− Vj
∂V
∂V
∂P ∂
 τij Vi − PVj  + P j − τij i
=
∂x j ∂x j
∂x j
∂x j
où l’on peut faire apparaître le tenseur des taux de déformation D en utilisant la propriété de symétrie du
∂Vj 
∂V 1  ∂V
τij i =  τij i + τ ji
tenseur τ :
 = τij D ji

∂x j 2  ∂x j
∂x i 
Finalement le théorème de l’énergie cinétique prend la forme explicite suivante:
1 dV 2
ρ
2 dt
= ρ Vi fi +
1 dV 2
ρ
2 dt
r r
= ρVg f +
∂
( τij Vi − P Vj ) +
∂x j
r
r
div τ g V − P V
(
)
P
∂Vj
∂x j
− τij D ji
r
+ P divV −
(7.27)
τ: D
7.5 Équation de bilan de l’énergie
1
r
La grandeur matérielle considérée est maintenant la densité d’énergie : f (x, t) = e + V 2 .
2
L’énergie contenue dans un volume matériel Vm(t) est:
1
∫∫∫ ρ (e + 2 V
2
) dV
V m (t)
71
72
L’expression de l’équation de bilan l’énergie s’établit à partir du premier principe de la thermodynamique (2.7).
Selon ce principe l’évolution temporelle de l’énergie contenue dans Vm(t) est égale à la somme de la puissance des
forces extérieures et de la quantité de chaleur fournie au système:
d
1
dW dQ
ρ (e + V 2 ) dV =
+
∫∫∫
dt V m ( t )
2
dt
dt
(7.28)
où le travail par unité de temps (voir 2.8) est celui qui est développé respectivement par les forces volumiques et
les contraintes appliquées à la surface Sm du volume de contrôle matériel:
r r
r r r
dW
= ∫∫∫ ρ f g V dV + ∫∫ T(n) g V dS
dt V m (t)
Sm (t)
(7.29)
et où la puissance thermique fournie au fluide comporte éventuellement une contribution volumique associée à
une densité volumique r de sources distribuées et une contribution surfacique définie par un vecteur densité de flux
r
q sur l’enveloppe Sm :
dQ
r r
= ∫∫∫ r dV − ∫∫ q g n dS
dt V m ( t )
Sm (t)
(7.30)
On peut donc écrire le bilan d’énergie sous la forme intégrale suivante7:
r r
r r r
d
1
r r
ρ (e + V 2 ) dV = ∫∫∫ ρ f g V dV + ∫∫∫ r dV + ∫∫ T(n) g V dS − ∫∫ q g n dS
∫∫∫
dt V m (t)
2
V m (t)
V m (t)
Sm (t)
Sm (t)
(7.31)
Une forme alternative de cette équation peut être obtenue en explicitant la contrainte à l’aide de l’expression
(6.17):
∫∫
S m (t)
r r r
T(n) g V dS =
∫∫ ( − P δ
ij
n j + τij n j ) Vi dS =
S m (t)
∫∫ ( − P n
i
Vi + τij Vi n j ) dS
S m (t)
et en transformant cette intégrale de surface en intégrale de volume à l’aide du théorème de Green-Ostrogradski:
7 Remarque: On peut bien sûr faire appel aux différentes formes du théorème de transport pour exprimer le terme intégral
de variation de l’énergie en intégrales de variations:
d
1
d
1
ρ (e + V 2 ) dV = ∫∫∫ ρ (e + V 2 ) dV
∫∫∫
dt V m ( t )
2
2
V m ( t ) dt
ou bien:
ou encore:
72
r r
d
1
∂ 
1
1

ρ (e + V 2 ) dV = ∫∫∫  ρ (e + V 2 )  dV + ∫∫ ρ (e + V 2 ) V g n dS
∫∫∫
dt V m ( t )
2
2
2

V m ( t ) ∂t 
Sm (t)
r 
d
1
∂ 
1
1


ρ (e + V 2 ) dV = ∫∫∫   ρ (e + V 2 )  + div  ρ (e + V 2 ) V   dV
∫∫∫
dt V m ( t )
2
2
2



V m ( t )  ∂t 
73
r r r
 ∂ P Vi ∂τij Vi 
T(n) g V dS = ∫∫∫  −
+
 dV
∂x j 
Sm (t)
V m (t) 
 ∂x i
∫∫
La même opération peut aussi être faite sur le terme de flux (radiatif ou conductif) de chaleur:
∫∫
r r
q g n dS =
S m (t)
∂q j
∫∫∫ ∂x
V m (t)
dV
j
En substituant ces expressions dans l’équation (7.31) du bilan, il vient:
d
1
∫∫∫ ρ dt (e + 2 V
V m (t)
2

∂ P Vi ∂τij Vi ∂ q j 
) dV = ∫∫∫ ρ fi Vi + r −
+
−
 dV
∂x i
∂x j
∂x j 
V m (t) 

(7.32)
À cette forme intégrale du bilan d’énergie exprimé sur un volume fluide Vm quelconque, correspond
évidemment la forme locale:
d
1
(e + V 2 ) = ρ f i Vi + r +
dt
2
r r
d
1
ρ (e + V 2 ) = ρ f g V + r +
dt
2
ρ
∂q j
∂
τij Vi − P Vj ) −
(
∂x j
∂x j
r
r
r
div τ g V − P V
− div q
(
(7.33)
)
7.6 Équation de bilan de l’énergie interne
On obtient directement l’équation pour l’énergie interne en retranchant l’équation (7.26) pour l’énergie cinétique
de l’équation (7.33) pour l’énergie totale:
de
dt
=
de
ρ
dt
{
=
ρ
taux de variation
de l'énergieint erne
par unité de volume
et de temps
r
r
{
Apports
de chaleur
en volume
−
−
∂q j
∂x j
r
div
{q
Apports de
chaleur
en
surface
+
+
τij D ji
−
τ{
:D
−
Apports de chaleur
par dissipation visqueuse
del'énergiemécanique
(effets irréversibles)
P
∂Vj
∂x j
r
P divV
123
(7.34)
Apports de chaleur
par compression
ou détente
(effets réversibles)
Dans l’interprétation physique des différents termes de cette équation, les apports sont considérés dans
l’acception algébrique du mot, sauf en ce qui concerne le terme τ: D que nous noterons Φ1 et dont nous
montrerons au §9.1.3 (dans le cas particulier des fluides newtoniens qui sont les seuls considérés ici) qu’il est
toujours positif. Il s’agit donc d’un terme source pour l’énergie interne, terme qui apparaît affecté d’un signe moins
(terme puits) dans l’équation de l’énergie cinétique; il est donc interprété comme représentatif de la dissipation
irréversible de l’énergie mécanique associée au travail des contraintes visqueuses. Ainsi les contrainte visqueuses
travaillent toujours à un accroissement de l’énergie interne du fluide et donc de sa température.
73
74
7.7 Forme enthalpique du bilan d’énergie
Elle s’obtient aisément à partir de la définition de la densité d’enthalpie: h = e +P/ρ mise sous la forme
différentielle:
ρ
 de 1 dP
dh
d  1 
de dP P dρ
=ρ +
+ P   = ρ +
−
dt
dt  ρ  
dt dt ρ dt
 dt ρ dt
où l’on exprime le dernier terme à l’aide de l’équation de continuité:
On obtient alors:
ρ
r
dρ
= − ρ div V
dt
r
dh
de dP
=ρ +
+ P div V
dt
dt dt
et l’on substitue (ρde/dt) par son expression (7.34). Il vient finalement:
ρ
r dP
dh
= r − div q +
+ τ: D
dt
dt
(7.35)
7.8 Équation de bilan de l’entropie
Pour établir l’équation du bilan de l’entropie, on utilise
Θ ds = de + Pd(1/ ρ)
la relation deGibbs (2.33) :
et la forme différentielle de l ' enthalpie :

dP

 1  1  ⇒ Θ ds = dh −
dh = de + P d   + dP 
ρ
ρ ρ 
qu’on associe à l’équation (7.35) pour l’enthalpie. On obtient:
ρΘ
r
ds
= r − div q + τ : D
dt
(7.36)
Remarque: En aérodynamique un grand nombre de phénomènes peuvent être décrits en supposant le gaz non
conducteur et non visqueux. En outre les sources r de chaleur distribuées dans le volume peuvent souvent être
négligées elles aussi. L’équation pour l’entropie devient alors simplement:
ds
=0
dt
“Dans un fluide non visqueux et adiabatiquement isolé l’entropie reste constante sur chaque ligne de courant”.
L’équation pour l’enthalpie se réduit alors à:
dh dP
ρ =
dt dt
• Équation pour la température
Au §2.2.5 nous avons écrit deux variantes (2.30) et (2.31) de l’accroissement d’entropie:
74
75

∂V
Cp δΘ−Θ ∂Θ δP

P
Θ ds = 
∂
P
Cv δΘ+Θ
δV

∂Θ V
qu’on peut encore, pour une masse unitaire, écrire sous la forme

Θ ∂ρ
δP
Cp δΘ+ 2
ρ
∂Θ P

Θ ds = 
Cv δΘ− Θ ∂P δρ

ρ2 ∂Θ ρ

Utilisons maintenant l’équation (7.36) pour l’entropie:

dΘ Θ ∂ρ dP 
+
ρ Cp

dt ρ ∂Θ P dt 
r
ds 
ρΘ = 
 = r − div q + τ : D
dt 
dΘ Θ ∂P dρ 
ρ Cv
−

dt ρ ∂Θ ρ dt 

où encore, en utilisant l’équation de continuité pour exprimer dρ/dt:

dΘ Θ ∂ρ dP
r
+
= r − div q + τ : D
ρ Cp
dt ρ ∂Θ P dt


r
r
ρ Cv dΘ + Θ ∂P div V
= r − div q + τ : D

∂Θ ρ
dt

(7.37)
• Pour les liquides: L’équation d’état peut être écrite sous la forme
ρ = ρo [1 −β (Θ − Θo ) + χ (P − Po )]
où β et χ sont les coefficients de dilatabilité et de compressibilité. Les variations relatives de masse volumique
d’origine respectivement thermique ou mécanique β (Θ − Θ o ) et χ (P − Po ) sont en général très faibles dans les
liquides. On approxime donc souvent l’équation d’état par:
ρ = ρo
r
r
L’équation de continuité qui relie divV aux variations de ρ impose alors que divV soit aussi très petit, et
comme Cp et Cv sont très peu différents, les équations (7.37) peuvent être approchées
par:
ρ Cp
r
dΘ
= r − div q + τ: D
dt
(7.38)
• Pour les gaz idéaux: L’équation d’état permet d’exprimer simplement les dérivées partielles dans (7.37)
∂ρ
ρ
∂P
P
=−
;
=
∂Θ P
Θ
∂Θ ρ Θ
On obtient donc les formes suivantes de l’équation pour la température:
dΘ dP
r

ρ Cp dt − dt = r − div q + τ : D

r
ρ Cv dΘ + P div V = r − div qr + τ : D

dt
(7.39)
75
Chapitre 8 Lois de comportement
8.1 Principes généraux
8.1.1 Introduction
Les équations de bilan établies au chapitre précédent traduisent les principes généraux de la Mécanique et de la
Thermodynamique, et en tant que telles sont applicables à l’étude du mouvement de tout matériau représenté à
l’échelle du continuum. La représentation du matériau à cette échelle conduit à ignorer le détail des phénomènes de
transport à l’échelle moléculaire, perte d’information qu’il est maintenant nécessaire de réintroduire sous la forme
de relations empiriques dites constitutives ou lois de comportement.
C’est un fait d’expérience que, même en l’absence de transport advectif, c’est-à-dire en situation de repos
r r
macroscopique V(x, t) = 0 , il existe un transport diffusif représentatif de l’agitation moléculaire. Si une grandeur
r
physique g(x, t) (scalaire ou vecteur) est distribuée de manière non uniforme dans un fluide (ou un solide), un
(
)
certain flux ϕg de g progresse des régions où g est grand vers les régions où g est petit, et finit par annuler les
différences initiales (à moins qu’elles ne soient continuellement restaurées de l’extérieur). L’exemple le plus banal
est certainement celui de la chaleur. Mais cette propriété s’applique aussi bien à la quantité de mouvement, la
concentration en matériau dissout, en charge électrique, etc.
L’expérience montre aussi que, pour une distribution initiale donnée, la vitesse de diffusion de g peut être très
différente d’un matériau à un autre. Tous les matériaux ne répondent pas de manière identique à la même
sollicitation: une même contrainte appliquée sur de l’eau ou du goudron n’engendre pas la même déformation et la
conduction de la chaleur est très différente dans l’air et dans un métal.
L’une des caractéristiques essentielles des fluides est leur capacité de se déformer continûment lorsqu’ils sont
soumis à des contraintes. La déformation du fluide se poursuit tant que la contrainte est appliquée alors qu’un solide
soumis à une contrainte donnée présente une déformation qui s’établit à un niveau indépendant du temps. Dans ces
conditions la déformation du fluide doit être caractérisée par le taux de déformation (variation relative de la distance
entre 2 points par unité de temps), alors que, dans un solide, la déformation est simplement caractérisée par la
78
variation relative de distance entre 2 points.
Ces différences de comportement rendent compte de propriétés physiques très différentes qui ne sont pas
décrites à l’échelle du milieu continu mais qui sont contenues globalement dans les termes de flux surfaciques que
nous avons introduits dans les équations de bilan.
L’objet de ce chapitre est donc de formuler les relations constitutives grâce auxquelles peuvent être décrits ces
flux. Jointes aux équations générales de bilan, à une loi d’état et aux conditions aux limites, les relations de
comportement doivent permettre la résolution complète du mouvement du système compte tenu des données
initiales.
Nous limiterons dans ce cours au cas des fluides simples dits newtoniens qui sont caractérisés par une relation
linéaire entre forces et flux. Les fluides non newtoniens seront néanmoins évoqués au §8.3.
8.1.2 Axiomatique des lois de comportement
Les relations qui traduisent le comportement physique du milieu considéré, bien que de nature expérimentale
(les études microscopiques à travers une théorie cinétique sont loin d’avoir abouti, sauf dans le cas des gaz pas trop
denses), doivent néanmoins satisfaire à un certain nombre de principes. On définit ainsi en Mécanique des Milieux
Continus toute une axiomatique des comportements.
Nous nous limitons ici à l’énoncé de quelques-uns des axiomes les plus “évidents”.
• Principe de l’homogénéité dimensionnelle:
Les lois de comportement doivent être invariantes dans tout changement du système d’unités.
• Principe d’homogénéité spatiale:
On admet que la loi de comportement est la même en tout point du matériau.
• Principe d’objectivité ou d’indifférence matérielle:
Cet axiome d’isotropie exprime qu’une loi de comportement doit être invariante par changement de référentiel.
Autrement dit, les propriétés du milieu sont indépendantes de l’observateur.
• Principe de causalité ou du déterminisme:
r
Selon ce principe, le comportement d’un élément de matière de position x à l’instant t est parfaitement
déterminé par l’histoire du milieu jusqu’à l’instant t; la situation actuelle ne dépend pas du futur. Pour les fluides
proprement dits, on admettra que le comportement local ne dépend que de l’état actuel; on dit qu’il s’agit de
matériaux dépourvus de mémoire.
• Principe de localisation spatiale:
Cet axiome stipule que le comportement ne dépend que des valeurs locales des variables du mouvement et de
78
79
leurs dérivées spatiales. Un milieu est dit matériellement simple dans le sens où seules les dérivées premières
interviennent.
8.2 Relations linéaires entre forces et flux
r
Soit g(x, t) la valeur locale instantanée de la densité volumique d’une grandeur physique matérielle. Notons
r r
r
r
ϕg (n, x, t) le flux par unité de surface de cette grandeur g, au point x , à l’instant t, pour une orientation n de la
surface considérée ( ϕg représente la quantité de g qui traverse l’unité de surface pendant l’unité de temps). g peut
être un scalaire, un vecteur ou un tenseur. Nous nous proposons de caractériser, d’un point de vue
phénoménologique, les propriétés de transport diffusif des fluides par des relations entre ϕg et g. Dans ces relations
interviendront des coefficients différents d’un fluide à l’autre, et pour un fluide donné variables avec l’état de celuici.
On cherche donc une fonctionnelle de la forme:
r r
r
r
F {ϕg (n,x,t), g(y, τ), x, t} = 0
• Le principe de causalité admet que le passé détermine complètement le présent. Ceci impose que τ ≤ t dans la
relation précédente.
• Le principe d’objectivité admet que les propriétés de transport moléculaire du matériau sont indépendantes de
l’observateur, notamment de sa position et de sa vitesse. Ceci impose que le temps t ne peut être lui-même un
argument de la fonctionnelle F . On est donc conduit à écrire:
r r
r
r
F ϕg (n, x, t), g(y, τ), x
{
}
τ≤ t
=0
• Le principe d’homogénéité spatiale suppose que, si le milieu est homogène, la fonctionnelle F
r
dépendre explicitement de x .
ne peut
• Conformément à l’axiome de l’équilibre local, le fluide doit avoir une mémoire infiniment courte, de telle sorte
que seuls les instant τ très proches de t interviennent dans le comportement du fluide à l’instant t:
r r
r
F ϕg (n,x,t), g(y, τ) = 0
{
}
et le principe de localisation spatiale revient à considérer le domaine d’influence extrêmement petit, de telle sorte
r
r
que seules interviennent les positions y très proches de x :
r r
r
F {ϕg (n, x, t), g(x, t)} = 0
Ce résultat signifie que dans un fluide les valeurs locales de ϕg sont fonctions à chaque instant des valeurs
locales de g et de ses dérivées spatiales:
79
80
r
r r
∂g (x, t)
r
ϕg (n,x,t) = A g (x, t) + K j
+ ...
∂x j
Mais ϕg devrait être nul dans le cas particulier d’une distribution uniforme du champ de g (toutes les dérivées
spatiales sont nulles), donc A ≡ 0 .
Conformément à l’hypothèse du petit domaine d’influence nous ne considérerons ici que des milieux
matériellement simples pour lesquels les dérivées d’ordre supérieur à un n’interviennent pas. On aboutit finalement
à une relation linéaire entre les premières dérivées de g et les flux ϕg :
r
r r
∂g (x, t)
(8.1)
ϕg (n,x,t) = K j
∂x j
Les variables ∂g / ∂x j sont parfois appelées contraintes généralisées ou variables intensives parce qu’elles
caractérisent l’intensité du phénomène. Les variables ϕg sont appelées flux généralisés ou variables extensives.
Cette dénomination vient du fait qu’elles sont additives lorsqu’on réunit deux systèmes en un seul, alors que les
variables intensives conservent la même valeur que dans les deux systèmes initiaux.
Remarquons que nous avons exprimé le flux ϕg pour représenter uniquement le transport de g dû à l’agitation
moléculaire. Si l’on envisage un mode de transport qui n’exige pas de support matériel, comme le rayonnement
électromagnétique, il faut ajouter un terme indépendant de g au second membre de la relation (8.1):
r
r r
∂g (x, t)
ϕg (n, x, t) = R + K j
∂x j
(8.2)
La physique propre à ce mode de transport doit permettre d’expliciter ce terme R supplémentaire.
8.2.1 Cas de la quantité de chaleur - Loi de Fourier
r
r
Si g(x, t) est un champ scalaire, la grandeur ϕg est un vecteur flux ϕ tel que la quantité de g qui traverse par
r
unité de temps un élément de surface dS de normale extérieure n s’écrit:
r r
ϕ g n dS
La relation linéaire (8.2) s’écrit alors, en notation indicielle:
ϕi = R i + K ij
∂g
∂x j
Cette relation doit être invariante par changement de repère; ϕi et ∂g / ∂x j étant des vecteurs, le coefficient de
transport diffusif Kij est donc un tenseur du second ordre. La condition d’isotropie du fluide impose à Kij d’être
proportionnel au tenseur d’isotropie δij :
K ij = − K δ ij
le signe - étant simplement là par convention pour que le flux soit positif lorsque le gradient de g est négatif (le flux
80
81
de chaleur est orienté vers les zones froides, c’est-à-dire opposé au gradient de température).
La loi constitutive représentant le flux d’un scalaire est donc finalement:
ϕi = R i + K
∂g
∂x i
(8.3)
a) Loi de Fourier
r
r
r
Si ϕ désigne le vecteur flux de chaleur (noté q ), alors g représente la température Θ(x, t) . La quantité de
chaleur qui traverse par unité de temps l’élément de surface dS est la somme de deux termes:
r r
r r
r uuuur
q g n dS = R g n dS − K n g grad Θ dS
(8.4)
r
Le premier terme représente un mécanisme de transport possible dans un matériau à température uniforme; R
peut représenter le flux radiatif puisque le rayonnement n’exige pas de support matériel. Ce terme, qui peut être
considéré séparément et exprimé à l’aide d’un modèle radiatif, est souvent négligé car les fluides sont assez opaques
au rayonnement thermique.
Le dernier terme caractérise l’aptitude du matériau à transporter la chaleur d’un point à l’autre en présence
d’inhomogénéités du champ de température. La loi constitutive:
>
r
q = − K grad Θ
(8.5)
qui caractérise la conduction de la chaleur est appelée loi de Fourier. Le coefficient scalaire K est la conductivité
thermique du fluide.
b) Loi de Fick
r
Si ϕ désigne le vecteur flux de matière d’une espèce, alors g représente la concentration (notée C ) de cette
r r
espèce. Le transport immatériel de matière étant impossible, R = 0 . La loi constitutive:
>
r
ϕ = − D grad C
(8.6)
qui caractérise le transport diffusif de matière est appelée loi de Fick. Le scalaire D est le coefficient de diffusivité
matérielle
8.2.2 Cas de la quantité de mouvement - Loi de Newton
Considérons maintenant que la grandeur g est le vecteur densité de quantité de mouvement (c’est-à-dire la
vitesse). Les dérivées ∂g / ∂x i dans la relation générique (8.3) constituent un tenseur d’ordre 2, tout comme le
tenseur des contraintes Σ qui représente, comme nous l’avons vu au chapitre 7, le flux de quantité de mouvement à
travers l’unité de surface. La relation (8.3) prend alors la forme linéaire
81
82
∂V
σij = R ij + K ijkl k
{
∂x l
(1)
1424
3
(8.7)
(2)
• Terme (1): Conformément à la remarque que nous avions faite au §6.2.4, dans le cas particulier d’un fluide au
repos, on doit retrouver la forme isotrope (6.13):
σij = − P δij
où P est la pression thermodynamique qui vérifie l’équation d’état. Ceci impose que Rij, la partie indépendante du
champ de vitesse, soit également de cette forme. Ceci nous amène donc à écrire la relation (8.7) sous la forme:
∂V
r
σij = − R(x, t) δij + K ijkl k
(8.8)
∂x l
où R à la dimension d’une pression, mais ce n’est pas la pression, valeur moyenne des trois contraintes principales
qui vérifie l’équation d’état en vertu de l’axiome de l’équilibre local. La pression est, d’après cette définition:
∂V
1
1
P = − σ jj = R − K jjkl k
3
3
∂x l
(8.9)
• Terme (2): Décomposons le tenseur gradient de vitesse selon (4.14) en faisant apparaître les tenseurs des taux
de déformation D kl et de rotation Ω kl :
∂Vk 1  ∂Vk ∂Vl  1  ∂Vk ∂Vl 
= 
+
−
+ 

∂x l 2  ∂x l ∂x k  2  ∂x l ∂x k 
1442443 1442443
Dkl
taux de déformation
(8.10)
Ω kl
taux de rotation
La relation linéaire (8.8) peut ainsi être écrite sous la forme:
σij = − R δij + K ijkl [ Dkl + Ωkl ]
(8.11)
À ce stade, on peut ramener le tenseur d’ordre quatre K ijkl à une forme assez simple et à un nombre réduit de
composantes. Il doit en effet vérifier le principe d’objectivité de façon que la loi de comportement soit invariante par
rapport au système d’axes dans lequel on l’exprime. Ceci impose que:
K ijkl = λ δij δ kl + µ δik δ jl + η δil δ jk
et réduit à trois le nombre de scalaires indépendants formant les composantes de K ijkl . En outre, la symétrie du
tenseur des contraintes σij impose que K ijkl = K jikl , c’est-à-dire: µ = η . Il reste à substituer ces résultats dans la
relation générale (8.11):
σij = − R δij + λ δij δkl [ Dkl + Ω kl ] + µ (δik δ jl + δil δ jk ) [ Dkl + Ω kl ]
σij = − R δij + λ δij [ D kk + Ω kk ] + µ  D ij + Ω ji  + µ  D ji + Ωij 
82
83
ou encore, en tenant compte que Ω ij est antisymétrique de trace nulle et que D ij est symétrique:
σij = [ − R + λ Dkk ] δij + 2 µ Dij
(8.12)
Le transport diffusif de quantité de mouvement fait venir deux coefficients scalaires λ et µ devant tous les deux
être des variables d’état. Ils sont appelés coefficients de viscosité dynamique, leur dimension est  M.L−1 .T −1  .
On peut encore substituer le scalaire R par son expression (8.9) en fonction de la pression:
∂V 
1
R = P + K jjkl k 
2
3
∂x l  → R = P + (λ + µ) Dkk
3
K jjkl = (3 λ + 2 µ) δkl 
On obtient finalement la loi de comportement connue sous le
nom de loi de Newton. Les fluides qui se révèlent suivre cette loi
sont dits fluides newtoniens. Notons bien que seul le coefficient
µ intervient; le second coefficient de viscosité λ a pour seule
(8.13)
2µ


σij = −  P +
Dkk  δij + 2 µDij
3


r
2µ
Σ = − P1 −
divV1 + 2 µD
3 42444
144
3
(8.14)
τ
conséquence de relier le scalaire R, quantité sans intérêt réel, à la
tenseur des contraint es
visqueuses
pression et à la dilatation
8
cubique D kk .
Le tenseur des contraintes visqueuses prend donc, pour les fluides newtoniens, la forme explicite suivante:
r
 2µ
∂V
divV + 2 µ 1
−
∂x1
 3

τij = 



S


 ∂V ∂V 
µ 1 + 2 
 ∂x 2 ∂x1 
r
∂V
2µ
−
divV + 2 µ 2
∂x 2
3
 ∂V ∂V  
µ 1 + 3  
 ∂x 3 ∂x1  

 ∂V ∂V 
µ 2 + 3  
 ∂x 3 ∂x 2  

r
∂V3 
2µ
−
divV + 2 µ
3
∂x 3 

(8.15)
La plupart des fluides usuels (l’eau, l’alcool, l’huile… et tous les gaz dans des conditions de température et de
9
pression peu différentes de la normale ) ont un comportement newtonien. Il faut cependant garder à l’esprit le
caractère essentiellement empirique de cette relation linéaire entre contraintes et déformations.
L’approximation du fluide parfait
Notons ici le caractère particulier des fluides tels que le tenseur des contraintes serait indépendant du tenseur des
taux de déformations. Une telle approximation connue sous le nom d’hypothèse du fluide parfait conduit à admettre
que le tenseur des contraintes reste sphérique comme c’est le cas dans un fluide au repos:
σij = − P δij
8
(8.16)
On remarquera que dans la classe très large des écoulements isovolumes (tels que Dkk = 0) P et R sont confondus.
9
La relation de comportement (8.13) est cependant en défaut dans les gaz en présence d’une onde de choc suffisamment
intense pour provoquer des taux de déformation extrêmement élevés.
83
84
Nous verrons que cette approximation peut se justifier, non pas en tant que loi constitutive d’un matériau
hypothétique, mais dans le cadre d’une classe d’écoulements caractérisés par l’ordre de grandeur du nombre de
Reynolds.
Illustration de la contrainte dans un écoulement de fluide visqueux
Si le fluide n’est pas parfait, il est dit visqueux. Le coefficient de viscosité µ s’interprète comme un coefficient de
résistance au glissement du fluide sur lui-même. Considérons, à titre d’exemple, le cas simple de l’écoulement
unidirectionnel cisaillé représenté sur la figure et défini par le champ de vitesse:
 V1 = V1 (x 2 )

 V2 = 0
V = 0
 3
x
2
r
n
La seule composante non nulle du tenseur des
taux de déformations est:
D12 =
M
1 ∂V1
2 ∂x 2
r
−P n
r
e2
que nous noterons D. Nous allons exprimer la
r
contrainte T exercée au point M par le fluide situé
r
e1
µ
∂V1 r
e1
∂x 2
x
1
dans la région x2>x2(M) sur le fluide situé dans la région x2=x2(M) représenté en grisé sur la figure et de normale
r r
extérieure locale n = e2 . Cette contrainte s’écrit de façon générale:
Ti = σ ij n j
avec, dans le cas d’un fluide newtonien:
2µ


σij = −  P + Dkk  δij + 2 µ Dij
3


Dans le cas considéré, l’écoulement est nécessairement isovolume: D kk =
et donc:

 −P

r  ∂V1
T =µ
 ∂x 2
 0


µ
∂V1
∂x 2
−P
0
∂V1 ∂V2 ∂V3
+
+
=0
∂x1 ∂x2 ∂x 3

0 
  0 

∂V r
r
0   1  = µ 1 e1 − P e2
∂x
 
{2


0
τ

−P   contraint
e

visqueuse

r
Outre la force normale de compression − P e2 , le fluide de la région supérieure exerce sur le fluide de la région
basse des efforts tangentiels proportionnels au coefficient µ et au gradient de vitesse dans la direction normale à la
r
frontière considérée. Ces efforts sont dirigés dans la direction e1 parce que nous avons choisi un gradient de vitesse
∂V1 / ∂x 2 positif. On peut dire que, par suite de la viscosité, les filets fluides les plus rapides tendent à entraîner les
r
r
filets fluides les moins rapides avec lesquels ils sont en contact. Réciproquement (changer n en − n ), les filets
fluides les plus lents tendent à freiner les filets fluides rapides. Les contraintes visqueuses ont ainsi un rôle de
redistribution de la quantité de mouvement dans la direction perpendiculaire au cisaillement. Elles assurent en ce
sens une certaine cohésion du fluide en s’opposant à toute discontinuité du champ de vitesse.
84
85
Cette analyse a pour conséquence le principe d’adhérence selon lequel un fluide visqueux au contact d’une paroi
solide prend la vitesse de cette paroi.
L’interprétation physique que nous venons de faire indique aussi qu’il est raisonnable de supposer µ positif. Elle
montre encore que dans le cadre de l’hypothèse de fluide parfait, les filets fluides n’exercent aucun effet tangentiel
d’accélération ou de retardement les uns sur les autres. Le concept de fluide parfait apparaît donc comme un cas
limite schématique (dans lequel des discontinuités sont possibles) qui est utile pour représenter en première
approximation des écoulements de fluides réels dans lesquels les effets visqueux sont faibles. Mais, strictement
parlant, il n’existe pas de fluide parfait dans la nature.
8.3 Les fluides non newtoniens
En général, on considère que l’état fluide est caractérisé par des contraintes tangentielles nulles au repos et par
un écoulement continu sans rupture sous l’influence d’une contrainte anisotrope. L’état solide peut présenter des
contraintes tangentielles au repos et assume un équilibre de déformation lorsqu’il est soumis à un système de
contraintes. En fait tout dépend de l’échelle temporelle de mesure car même un solide, soumis à des contraintes,
s’écoule aussi peu que ce soit mais avec des vitesses de déformation très lentes (fluage) sans commune mesure avec
celles des liquides. Cette difficulté apparaît clairement à la frontière des deux états: il est difficile de distinguer un
solide d’un fluide viscoélastique.
En ce qui concerne les fluides, on peut distinguer trois catégorie principales suivant la nature des arguments de
la fonctionnelle F
{τ,D,t} = 0
qui forme la (partie déviatoire de la) relation constitutive entre contraintes
visqueuses et déformations:
• Les fluides indépendants du temps pour lesquels il existe une relation biunivoque entre τ et D . Les fluides
newtoniens pour lesquels cette relation est linéaire ( τ = 2 µ D ) constituent un cas particulier (heureusement très
fréquent). Le fluide parfait correspond au cas singulier fictif où le coefficient µ est supposé nul.
• Les fluides dépendants du temps pour lesquels le comportement rhéologique évolue au cours du temps. La
relation contrainte-déformation dépend du “passé mécanique du fluide”.
• Les fluides viscoélastiques qui présentent à la fois les caractéristiques de fluides précédents et des solides et
retrouvent partiellement leur forme primitive après déformation.
Notre propos, dans ce cours, sera limité à la mécanique des fluides newtoniens, aussi nous limiterons nous à une
description très sommaire des fluides non newtoniens. Le lecteur trouvera un exposé plus complet et des références
spécialisées dans [2].
85
86
8.3.1 Les fluides non newtoniens indépendants du temps
Il s’agit des fluides dont la relation de comportement, de la forme τ = F (D) , est non linéaire. Par analogie au
cas newtonien unidirectionnel présenté dans l’exemple du §8.2.2, on convient alors de définir un coefficient µa dit
de viscosité apparente de façon à représenter le comportement des fluides sous la forme: τ = τc + µa
∂V1
.
∂x 2
Une façon très commune de représenter la rhéologie de tels fluides est alors d’exprimer le coefficient µa sous la
 ∂V 
µa = k  1 
 ∂x 2 
forme dite d’Ostwald:
n −1
où τc , la contrainte critique, représente le seuil minimal de contrainte à appliquer pour que le fluide commence à se
déformer, k est appelé consistance du fluide. L’écart à l’unité de l’exposant n traduit la “non-perfection visqueuse”
du fluide; n est appelé l’indice de l’écoulement.
1)
n<
(
ité
stic
)
a
l
p
=1
on
(
d
u
ien
pse
on
t
)
new
>1
de
i
u
(n
fl
nce
ata
l
i
d
On distingue ainsi:
τ c= 0
τ
• Les fluides pseudo-plastiques (n>1) sont tels que la viscosité
apparente µa diminue lorsque la déformation augmente. On
dit que ces fluides, qui sont les plus fréquents et les plus
importants
en
Génie
des
Procédés,
présentent
Contrainte
a) Les fluides sans contrainte critique
une
rhéofluidification. Appartiennent à cette classe les huiles et les
0
∂V1
∂x 2
Déformation
graisses de lubrification, le pétrole, le sang, les ciments, les
Fluides sans contrainte critique
colles, certaines peintures, la plupart des solutions
polymères…
• Les fluides dilatants (n<1) voient leur viscosité apparente µa croître avec la déformation. Ce type de
comportement est nettement moins fréquent. C’est le cas des suspensions avec forte teneur en solide comme les
solutions colloïdales d’argile dans l’eau ou les empois d’amidon.
b) Les fluides à contrainte critique
type ci-contre. En général, la courbe finit par devenir plus ou
moins rectiligne à partir d’une certaine valeur τ 'c de la
Contraint
e
τ
Les fluides plastiques sont caractérisés par des courbes du
contrainte. On représente alors le comportement par morceaux
τo
à l’aide d’une extrapolation à l’origine, et en première
τc
approximation:

 ∂V1 
 τ − τo = µ a 
 pour τ > τc

 ∂x 2 

 ∂V1 
pour τ < τc
 ∂x  = 0
 2 
86
0
m
gha
n
i
B
de
ue
q
i
t
las
ep
d
ue
i
u
stiq
Fl
a
l
p
ide
Flu
τ'c
Déformation
Fluides à contrainte critique
τc≠ 0
∂V1
∂x 2
87
On parle alors de fluide de Bingham. Les fluides qui sont justiciables de cette loi avec une bonne approximation
sont, par exemple, les peintures à l’huile, certaines pâtes (dentifrice), les margarines, certaines graisses, la pâte à
papier, certaines boues de forage…
Indiquons enfin que la loi puissance, très utilisée par approcher le comportement des fluides indépendants du
temps dans une gamme limitée de vitesse de cisaillement ∂V1 / ∂x 2 , est parfois insuffisante. Certaines opérations de
mise en œuvre des “plastiques” peuvent en effet couvrir un intervalle de 102 à 106 s-1. On est alors conduit à faire
intervenir des lois plus complexes (voir [2]).
8.3.2 Les fluides non newtoniens dépendants du temps
Le comportement des fluides non newtoniens peut s’expliquer par certaines modifications de leur structure
interne. Si ces modifications sont très rapides, le temps n’intervient pas de manière apparente dans leur loi
constitutive; par contre, si elles sont suffisamment lentes, la viscosité apparente mesurée dépendra du temps.
• Les fluides thixotropes: Il s’agit des fluides à mémoire tels qu’un cisaillement prolongé entraîne une
désorganisation lente de la structure. La viscosité apparente décroît avec le temps. Les encres d’imprimerie,
certaines graisses, boues de forage, polymères fondus ou peintures et de nombreux matériaux de l’industrie
alimentaire appartiennent à cette classe rhéologique. La thixotropie est un phénomène réversible, mais qui peut
comporter des hystérésis.
• Les fluides rhéopexes: Il s’agit des fluides tels qu’un cisaillement durable entraîne une organisation lente de la
structure. Ce phénomène très complexe et rare n’a été étudié que de manière qualitative.
8.3.3 Les fluides visco-élastiques
Les fluides visco-élastiques ont à la fois un comportement visqueux et élastique, en ce sens qu’ils récupèrent une
partie de la déformation après suppression des contraintes. La rhéologie de ces milieux a fait l’objet de nombreux
ouvrages (voir [2]) en raison de l’importance industrielle de ces matériaux (la plupart des pâtes plastiques actuelles,
bitumes, nylon…).
Nous nous limiterons ici à la présentation sommaire du modèle simple dit corps de Maxwell qui associe en série
un ressort élastique de raideur k et un amortisseur de viscosité µ.
τ
Pour un tel système soumis à une contrainte τ, les déformations s’ajoutent. Le taux
1 dτ τ
de déformation s’écrit donc:
D = Dé + D v =
+
k dt 2 µ
Si un “fluide” de ce type est soumis à une contrainte de cisaillement τ telle que dτ/dt
soit très petit (τ ˜ constant), on retrouve un comportement de fluide newtonien:
Dé
k
D
µ
v
Par contre, pour des variations très rapides du cisaillement tels que
87
88
1 dτ
τ
>>
k dt
2µ
ce qui est d’autant vrai que µ est grand et k petit, on a D =
1 dτ
et ceci qui correspond effectivement au
k dt
comportement d’un solide élastique de raideur k constante.
8.4 Quelques propriétés physiques des fluides
8.4.1 La viscosité
Les dimensions du coefficient de viscosité dynamique µ sont celles d’une force par unité de surface [M.L-1.T-2]
divisée par un taux de déformation [T-1], soit [µ] = [M.L-1.T-1]. Dans le système international µ est donné en kg.m1.s-1 (ou Pa.s) et cette unité a reçu le nom de Poiseuille10.
Il est souvent plus commode d’utiliser le coefficient de viscosité cinématique ν obtenu en divisant µ par la masse
volumique:
ν=
µ
ρ
(8.17)
Les dimensions de la viscosité cinématique sont [M.L-1.T-1] / [M.L-3] = [L2.T-1]. Dans le système international
ν s’exprime en m2/s.
L’expérience montre que la viscosité des gaz croît lorsque la température augmente, alors qu’elle décroît dans le
cas des liquides newtoniens. L’influence de la pression sur la viscosité des gaz reste faible jusqu’à 20 bars environ,
et dans la plupart des cas pratiques elle est négligeable sur la viscosité des liquides en dessous de 40 bars. Pour la
détermination des coefficients de viscosité, on pourra consulter des ouvrages spécialisés comme ceux de Reid et al.
[3] ou Yaws [4].
Quelques valeurs usuelles de la viscosité sont données dans l’Annexe 4.
8.4.2 La conductivité thermique
La conductivité thermique K est définie par la relation (8.5)
uuuur
r
q = − K grad Θ
comme le coefficient qui fixe, dans un milieu isotrope, l’importance du flux de chaleur en présence d’un gradient de
r
température donné. Les dimensions du flux de chaleur q sont celles d’une énergie par unité de surface et de temps
[W.L-2.T-1] et donc
10
On fera attention à ce qu’une unité encore souvent utilisée est le centipoise (cPo) qui est la viscosité de l’eau à 20 °C.
On a l’équivalence 1 kg.m-1.s-1 = 10-3 cPo.
88
89
[K] =
[W.L−2 .T −1 ]
= [W.L−1 .T −1 .Θ −1 ]
[Θ.L−1 ]
Il est souvent plus commode d’utiliser le coefficient de diffusivité thermique obtenu en divisant K par la masse
volumique et la capacité calorifique Cp:
a=
K
ρ Cp
(8.18)
Les dimensions de la diffusivité thermique sont
[a] =
[W.L−1 .T −1 .Θ −1 ]
= [L2 .T −1 ]
[M.L−3 ][W.M −1 .Θ −1 ]
Dans le système international a s’exprime, comme la viscosité cinématique, en m2/s. Quelques valeurs usuelles
de la conductivité thermique sont données dans l’Annexe 4.
8.4.3 La diffusivité matérielle
Le coefficient de diffusivité matérielle D, défini par la relation (8.6)
uuuur
r
ϕ = −D graq C
a pour dimension
[D ] =
(8.19)
[ ϕ]
[M.L−2 .T −1 ]
=
= [L2 .T −1 ]
[C][L−1 ] [M.L−3 ][L−1 ]
Dans le système international D s’exprime, comme la viscosité cinématique et la diffusivité thermique, en m2/s.
8.4.4 Les nombres adimensionnels du transport diffusif
On compare la diffusion de chaleur, de quantité de mouvement et de matière en définissant des nombres
adimensionnels:
- nombre de Prandtl
ν µ Cp
Pr = =
a
K
(8.20)
- nombre de Schmidt
Sc =
ν
D
(8.21)
- nombre de Lewis
Le =
a
D
(8.22)
qui caractérisent la facilité relative de transport diffusif d’une propriété par rapport à une autre.
Dans des conditions normales pour les gaz, Pr, Sc et Le sont de l’ordre de l’unité. Pour l’air, par exemple, le
nombre de Prandtl reste proche de 0,75 et les variations de ν et a sont semblables (a augmentant un peu plus vite
89
90
que ν). Ceci signifie que dans les gaz, où les chocs moléculaires sont relativement peu nombreux, les transports des
trois propriétés s’effectuent avec pratiquement la même efficacité.
Pour les liquides, ν est très variable: 10-6 m2.s-1 pour l’eau par exemple et 2.10-3 m2.s-1 pour la glycérine. La
diffusivité thermique a est de l’ordre de 10-7 m2.s-1 à l’exception des sels et des métaux fondus et la diffusivité
matérielle D de l’ordre de 10-8 m2.s-1 à 10-9 m2.s-1 . Ainsi nous aurons généralement pour les liquides 1 << Pr < Sc
et Le >> 1.
Ces résultats signifient que, à l’échelle moléculaire, le transport de quantité de mouvement s’effectue mieux que
le transport de chaleur et de matière. Ainsi, pour transférer de la chaleur ou de la matière, il faudra dissiper une
quantité relativement beaucoup plus grande d’énergie mécanique. Ce phénomène est évidemment dû aux nombreux
chocs intermoléculaires qui participent pleinement au transfert de quantité de mouvement, partiellement au transfert
de chaleur et assez faiblement au transfert de matière.
90
Chapitre 9 Les équations de Navier-Stokes
9.1 Établissement des équations
9.1.1 Introduction
On appelle équations de Navier-Stokes l’ensemble des équations de bilans spécifiquement formulées pour les
fluides newtoniens. La méthode d’obtention consiste donc simplement à reporter dans les équations de bilan établies
au chapitre 7 la loi de comportement de Newton (8.14):
σij = − P δij + τij

2µ

 τij = − 3 D kk δij + 2 µ Dij
et de Fourier (8.5):
qj =−K
(9.1)
∂Θ
∂x j
(9.2)
Notre propos sera donc limité, dans ce qui suit, aux seuls fluides classiques monophasiques et non réactifs
caractérisés par une relation linéaire et isotrope entre contraintes et taux de déformation et une relation linéaire et
isotrope entre flux de chaleur et gradient de température.
En outre nous supposerons pour simplifier que la viscosité dynamique µ reste constante dans tout l’écoulement ,
11
ce qui revient à supposer que les variations de température ne sont pas trop importantes.
9.1.2 Quantité de mouvement
dVi
∂P ∂τij 
= ρ fi −
+

dVi
∂
dt
∂x i ∂x j 
= ρ fi −
⇒ρ
dt
∂
xi
2µ

(9.1) a τij = −
D kk δij + 2 µ Dij 
3

(7.19) a ρ
11
r
∂Dij
2µ

divV  + 2 µ
P+
3
∂x j


Si µ = µ(Θ), un certain nombre de termes supplémentaires apparaissent dans les équations que nous allons établir.
92
Explicitons le dernier terme par la définition du tenseur Dij:
2µ
Il vient finalement:
∂Dij
∂x j
=µ
∂ 2 Vi
∂  ∂Vi ∂Vj 
∂
+
+µ

 = µ
∂x j  ∂x j ∂x i 
∂x j∂x j
∂x i
 ∂Vj 


 ∂x j 
r
 dVi
∂ 2 Vi
∂ 
µ
=ρ fi −
ρ
 P − divV  + µ
∂x i 
3
∂x j ∂x j

 dt
r

r
r
r
> 
µ
 dV
 ρ dt =ρ f − grad  P − 3 divV  + µ ∆V

(9.3)
9.1.3 Énergie interne
∂q j
∂Vj 
de
=r −
+ τij : D ji − P

∂x j
∂x j 
dt
⇒
∂Θ

(9.2) a q j = − K

∂x j

(7.34) a ρ
 de
∂Vj
∂  ∂Θ 
+ Φ1
ρ = r +
 K
 − P
 dt
∂x j  ∂x j 
∂x j

uuuur
r
 de
ρ = r + div K grad Θ − P div V + Φ1
 dt
(
)
(9.4)
où nous avons noté Φ1 le terme comportant le produit doublement contracté.
• Fonction de dissipation visqueuse: Il est facile de montrer que Φ1 est toujours positif (démonstration en fin de
ce chapitre). Ce terme apparaît, affecté du signe + , dans l’équation de bilan d’énergie cinétique et, affecté du signe , dans l’équation de bilan d’énergie interne. Il est donc interprété comme le taux d’accroissement irréversible de
l’énergie interne par dissipation visqueuse de l’énergie cinétique.
• Forme enthalpique: Pour l’équation d’énergie, on peut de façon équivalente utiliser la forme enthalpique
(7.35). La même substitution que celle opérée pour obtenir l’équation (9.4) donne alors:
 dh
∂  ∂Θ  dP
ρ = r +
K
 + + Φ1
 dt
∂x j  ∂x j  dt

uuuur
 dh
dP
ρ = r + div K grad Θ + + Φ1
dt
 dt
(
)
(9.7)
• Équation pour la température: Il est plus aisé de mesurer des températures au sein d’un écoulement que
l’énergie interne ou l’enthalpie. Aussi utilise-t-on souvent les équations (7.37) pour la température, ou plutôt leurs
formes approchées (7.38) et (7.39). Celles-ci s’écrivent pour les fluides newtoniens:
92
- pour les liquides:
ρ Cp
uuuur
dΘ
= r + div K grad Θ + Φ1
dt
(9.8)
- pour un gaz idéal:
ρ Cp
uuuur
dΘ dP
= + r + div K grad Θ + Φ1
dt dt
(9.9)
(
)
(
)
93
9.2 Tableau récapitulatif
9.2.1 Le système d’équations complet
Les grandeurs locales et instantanées que l’on cherche à déterminer sont en général au nombre de six: P, ρ, Θ,
Vi. Elles sont liées par six équations couplées qui expriment pour un fluide newtonien:
- l’équilibre local du fluide (équation d’état)
- la conservation de la masse (équation de continuité)
- la loi fondamentale de la dynamique (équation de bilan de quantité de mouvement)
- la conservation de l’énergie (équation de bilan de l’énergie).
Dans le cas d’un fluide dont la viscosité et la conductivité thermique varient assez peu avec les paramètres d’état
µ = µ(P, Θ)

 K = K(P, Θ)
et peuvent donc être supposées constantes, ces équations s’écrivent:
État
a
f (P, ρ , Θ) = 0
Continuité
a
r
dρ
+ ρ divV = 0
dt
(9.10)
Quantité de mouvement
a
r
r
r
r
> 
µ
dV
ρ
= ρ f − grad  P − divV  + µ ∆V
dt
3


Énergie
a
ρ
r
>
de
= r + div K grad Θ − P div V + Φ1
dt
(
)
Équations de Navier-Stokes
12
• La forme de l’équation d’état dépend de la nature du fluide considéré.
r
• f et r sont des données. Le plus souvent les forces de volume se réduisent aux seules forces de gravité; dans ce
r r r
cas f ≡ g , g désignant l’accélération locale de la pesanteur.
1


• Φ1 est le taux de dissipation volumique donné par: Φ1 = 2µ  Dij D ji − Dkk 2 
3


12
Très souvent on réserve cette appellation aux seules équations de la dynamique (continuité et quantité de mouvement).
93
94
9.2.2 Cas d’un fluide parfait
Si le fluide peut être considéré comme parfait (non visqueux et non conducteur de la chaleur) et non chauffé
(r=0), le système se simplifie comme suit (en prenant l’équation d’état des gaz idéaux):
État
a
P =ρ R Θ
Continuité
a
r
dρ
+ ρ divV = 0
dt
(9.11)
Quantité de mouvement
a
r
>
dV r 1
= f − grad P
dt
ρ
Énergie
a
ρ Cp
dΘ dP
=
dt dt
9.2.3 Cas d’un fluide isovolume
Si le fluide peut être supposé incompressible et indilatable, le système est ramené à trois systèmes découplés:
État
Continuité
Quantité de mouvement
Énergie
a
a
a
a
ρ= cons tan te
r
divV = 0
 r
r
> P
 dV r
 dt = f − grad  ρ  + ν ∆V
 

>
dΘ
ρ Cp
= r + div K grad Θ + Φ1
dt
(
(9.12)
)
La première équation permet de considérer que la masse volumique ρ est, comme µ et K, une constante donnée.
Les équations de la dynamique forment un système fermé, découplé de l’équation de l’énergie, et permettent de
r r
r
déterminer les champs de vitesse V(x, t) et de pression P(x, t) . Enfin, l’équation de l’énergie permet, lorsque
r r
r
V(x, t) et P(x, t) sont connus, de calculer le champ de température.
9.3 Les différentes approches de résolution
À ce stade de la présentation des équations de la mécanique des fluides newtoniens, il convient d’analyser la
structure du système obtenu pour évaluer les difficultés de résolution et envisager la méthodologie la mieux adaptée
à chaque type de problème concret.
Faisons d’abord quelques remarques préliminaires.
94
95
• Cas particulier du repos: Le système de Navier-Stokes est évidemment adapté à l’étude des configurations de
repos, c’est-à-dire des conditions de l’équilibre statique d’un fluide. En fait, les équations de la statique ne sont pas
seulement un cas particulier des équations de Navier-Stokes puisque, en l’absence de déformations, on fait
l’économie d’une loi de comportement. Elles sont donc également valables pour l’étude des fluides non newtoniens
en situation de repos.
• Les non-linéarités: Le système de Navier-Stokes est constitué d’équations aux dérivées partielles non linéaires
et couplées entre elles. Les non-linéarités apparaissent dans les termes d’advection, par exemple le terme
d’accélération:
dVi ∂Vi
∂V
=
+ Vj i
dt
∂t
∂x j
En dehors de quelques configurations assez académiques pour lesquelles les équations sont linéarisables et
découplées (voir chapitre 12), il n’est pas possible d’envisager, dans le cas général, une résolution analytique directe
par intégration du système (9.10).
Plusieurs voies sont alors envisageables:
- Réduire le problème en recherchant des solutions approchées: De nombreuses approches ont été
développées qui concourent toutes à établir un système réduit dans le cadre d’hypothèses uniquement justifiées dans
un domaine de validité clairement défini: écoulements permanents, unidimensionnels, bidimensionnels,
irrotationnels, isovolumes, laminaires… de fluides non visqueux, isentropiques, isothermes, non pesants… et toute
combinaison de ces différents approximations. Les outils qui permettent d’apprécier, pour chaque configuration
particulière, la validité des approximations, reposent essentiellement sur l’analyse dimensionnelle, l’analyse
physique (recherche des échelles caractéristiques du problème), l’analyse de similitude (théorie des maquettes), mais
13
aussi… l’intuition, fondée sur la connaissance des phénomènes physiques, la pratique , l’étude des expériences.
- Rechercher des solutions numériques: L’augmentation rapide de la puissance des calculateurs
scientifiques s’est accompagnée, depuis les années 70, d’un développement considérable des méthodes numériques
adaptées à la résolution des équations aux dérivées partielles. Ces méthodes conduisent à une formulation discrète
linéarisée du problème continu et à la résolution d’un système linéaire de relations algébriques couplées. La
Mécanique des Fluides Numérique trouve cependant ses limites (en particulier pour la simulation des écoulements
tridimensionnels turbulents) dans la puissance encore insuffisante des supercalculateurs et les coûts importants des
calculs. La recherche de formulations réduites (les classes d’approximations) des problèmes de Mécanique des
Fluides est donc, dans ce domaine aussi, indispensable.
13
À ce titre, les séances de Travaux Pratiques, organisées en 1ère année puis en 2ème année (pour certaines options), sont
irremplaçables pour acquérir les éléments de bon sens et d’intuition qui sont indispensables au savoir-faire des ingénieurs.
95
96
Hypothèse du continuum
Principes de la Mécanique et de la Thermodynamique
Rhéologie
Equations de bilans
Fluides non newtoniens
Lois de comportement
Equations aux dérivées partielles non linéaires
Conditions initiales et aux limites
Fluides newtoniens
Eq. de Navier-Stokes
Analyse dimensionnelle
Analyse physique
Analyse de similitude
Approche expérimentale
Echelles caractéristiques
Nombres sans dimensions
Classes d'approximations
Laminaire
Turbulent
Incompressible
Compressible
Résolution analytique
(intégration exacte)
Permanent
Instationnaire
Parfait
Visqueux
Résolutions approchées
(modèles empiriques)
1D
2D
3D
Isentropique
Adiabatique
...
Résolution numérique
(intégration discrète)
Quelques exemples de solutions analytiques des équations de Navier-Stokes seront présentés au chapitre 12. Les
méthodes d’analyse permettant d’évaluer le domaine de validité des approximations et leur degré d’imprécision font
l’objet du prochain chapitre.
96
97
Annexe du chapitre 9
Démonstration de la positivité de la fonction de dissipation visqueuse Φ1
r
2
Par définition: Φ1 = τij Vi, j avec, pour les fluides newtoniens τij = µ (Vi, j + Vj,i ) − µ divV δij
3
Ainsi:
r
2
Φ1 = µ (Vi, j + Vj,i ) Vi, j − µ divV Vi, j δij
3
Développons:
r
Φ1
2
= 2  (V1,1 ) 2 + (V2,2 ) 2 + (V3,3 ) 2 +  − (divV) 2 + (V1,2 + V2,1 ) 2 + (V1,3 + V3,1 ) 2 + (V2,3 + V3,2 ) 2
4244444444
3
3
µ 14444444
4244444444
3 14444444
k
j
Considérons séparément le terme j :
r
2
j = 2  (V1,1 ) 2 + (V2,2 ) 2 + (V3,3 ) 2  − (divV) (V1,1 + V2,2 + V3,3 )
3
r
r
2

 2
= 2  (V1,1 )2 − (divV) V1,1  + (divV) V1,1
3

 3
r
r
2

 2
+ 2 (V2,2 )2 − (divV) V2,2  + (divV) V2,2
3

 3
r
r
2

 2
+ 2 (V3,3 ) 2 − (divV) V3,3  + (divV) V3,3
3

 3
r 2 2
r
r
1
2

= 2  V1,1 − (divV)  − (divV) 2 + (divV) V1,1
3
3

 9
2
r
r
r
1
2

 2
+ 2  V2,2 − (divV)  − (divV) 2 + (divV) V2,2
3
3

 9
2
r  2
r
r
1
2

+ 2  V3,3 − (divV)  − (divV)2 + (divV) V3,3
3
9
3

 14444
424444
4
3
0
On obtient finalement:
r 2
r 2
r 2
Φ1
1
1
1



= 2  V1,1 − (divV)  + 2  V2,2 − (divV)  + 2  V3,3 − (divV) 
µ 144444444444
3
3
3






42444444444444
3
j
+ (V1,2 + V2,1 ) 2 + (V1,3 + V3,1 ) 2 + (V2,3 + V3,2 ) 2
14444444
4244444444
3
k
soit encore, en faisant apparaître le tenseur des taux de déformation:
2
2
2


D  
D  
D 
Φ1 = 2µ  D11 − kk  +  D22 − kk  +  D33 − kk  + 2 D12 2 + 2 D132 + 2 D 23 2  = 0
3  
3  
3 


(9.5)
-----------
97
98
• On peut aussi montrer que
Φ1 =
1
τij τ ji
2µ
r 2 
r 2 
r 2
2µ
2µ
2µ

a 2 µ Φ1 =  2 µ V1,1 −
(divV)  +  2 µ V2,2 −
(divV)  +  2 µ V3,3 −
(divV)
3
3
3

 
 

+ 2 µ 2 (V1,2 + V2,1 ) 2 + 2 µ2 (V1,3 + V3,1 ) 2 + 2 µ2 (V2,3 + V3,2 ) 2
a Φ1 =
1 2
2
2
2
 τ11 + τ222 + τ33
+ 2 τ12
+ 2 τ13
+ 2 τ223 
2µ
c’est-à-dire:
98
Φ1 =
1
τij τ ji
2µ
(9.6)
Chapitre 10 Analyse dimensionnelle
10.1 Introduction
L’analyse dimensionnelle est conduite par identification des grandeurs fondamentales que sont la longueur, le
temps, la masse et éventuellement la température. Outre ces grandeurs fondamentales, les grandeurs “secondaires”
qui sont listées dans le tableau ci-dessous sont usuellement utilisées en Mécanique des Fluides.
GRANDEUR
SYMBOLE
DIMENSION
l, L, D, d
[L]
mètre (m)
Temps
t
[T]
seconde (s)
Masse
M, m
[M]
kilogramme (kg)
Θ
[Θ]
Kelvin (K)
V, U
[L.T-1]
m.s-1
γ
[L.T-2]
m.s-2
Qv
[L3.T-1]
m3.s-1
Viscosité cinématique
ν
[L2.T-1]
m2.s-1
Vitesse de rotation
ω
[T-1]
Masse volumique
ρ
[M.L-3]
Viscosité dynamique
µ
[M.L-1.T-1]
Tension capillaire
σ
[M.T-2]
f, F
[M.L.T-2]
Newton (N)
C
[M.L2.T-2]
mètre-Newton (m-N)
Pression, contrainte
P, τ
[M.L-1.T-2]
Pascal (Pa)
Puissance mécanique
Pm
[M.L2.T-3]
Watt (W)
Puissance thermique
Pt
[M.L2.T-3]
Watt (W)
Quantité de chaleur
Q
[M.L2.T-2]
Joule (J)
Conductivité thermique
K
[M.L.T-3.Θ-1]
Diffusivité thermique
a
[L2.T-1]
Capacité calorifique
Cp, Cv
[L2.T-2.Θ-1]
Longueur
Température
Vitesse
Accélération
Débit volumique
Force
Couple
UNITÉ S.I.
NATURE
fondamentale
cinématique
s-1
kg/m3
Poiseuille (PI)
kg/s2
W.m-1.K-1
m2.s-1
J.kg-1.K-1
dynamique
thermique
100
Les équations de Navier-Stokes ne peuvent être résolues que dans des cas très simples. Pour cette raison, on est
souvent contraint d’utiliser les méthodes expérimentales pour évaluer l’importance relative des différentes
contributions au bilan des variables dépendantes. L’estimation a priori des ordres de grandeurs des termes des
équations de bilan donne souvent des résultats utiles dans des situations compliquées. L’analyse dimensionnelle est
l’outil efficace de cette procédure d’estimation.
L’analyse dimensionnelle permet de regrouper les paramètres physiques (µ, K, Cp…), les variables dépendantes
(ρ, P, Θ, Vi) et indépendantes (xi, t), en nombres adimensionnels ayant une signification physique et qui permettent:
- de négliger les termes peu importants et donc de simplifier le problème,
- d’obtenir des informations sur la solution avant d’avoir résolu le problème,
- d’optimiser une éventuelle approche expérimentale,
- d’étendre les résultats obtenus sur une maquette d’échelle réduite au problème grandeur nature (similitude).
Nous allons d’abord introduire les techniques d’estimation et faire apparaître quelques nombres sans dimension
importants.
10.1.1 Échelles caractéristiques et estimations a priori
Désignons par l o une dimension typique de l’écoulement. l o peut être selon le cas le diamètre d’une conduite,
la largeur moyenne d’un canal ou d’un bassin, la dimension caractéristique d’un corps solide placé dans un
écoulement…
lo
D’une manière générale cette échelle de longueur
doit caractériser la distance caractéristique sur
Uo
laquelle les variables dépendantes varient de façon
significative.
Soit Uo une vitesse typique (caractérisant justement la variation significative que nous venons d’évoquer); cette
échelle de vitesse peut être la vitesse de débit pour un écoulement de conduite ou la vitesse moyenne à “l’infini
amont” pour le cas d’un écoulement en incidence sur un solide. On notera Po la variation typique de la pression dans
l’écoulement. On caractérise aussi une masse volumique typique ρo, une viscosité typique µo…
Les variations dans le temps peuvent être caractérisées par une période to, ou une fréquence fo = 1/to, typiques
des instationarités de l’écoulement; to sera par exemple de l’ordre de la seconde pour un champ de vagues, de
l’ordre de quelques dizaines de secondes pour la houle océanique, de quelques jours pour l’étude des dépressions
atmosphériques…
100
101
Muni de ces échelles, nous allons maintenant estimer les termes qui interviennent dans l’équation de quantité de
mouvement:
r
uuuur
r r
r uuuur  µ
r
∂V
r
ρ
+ ρ14243
grad V g V = ρ{g − grad P + µ ∆V + grad  divV 
1
2
3
∂t
3
{
1444
424444
3
l
k
m
j
n
j représente la quantité d’accélération
instationnaire par unité de volume
r
ρ
U
∂V
∝ ρo o = ρo U o f o
∂t
to
(10.1)
k représente la quantité d’accélération advective par unité de volume (les forces d’inertie)
r r
U 2
ρ grad V g V ∝ ρo o
lo
(10.2)
l représente la force de gravité par unité de volume
r
ρ g ∝ ρo g
(10.3)
m représente la force de pression par unité de volume
uuuur
P
grad P ∝ o
lo
(10.4)
n représente les forces visqueuses par unité de volume
r uuuur  µ
r
U
µ ∆V + grad  divV  ∝ µ o o2
3
l


o
(10.5)
10.1.2 Nombres sans dimension
On peut maintenant comparer ces estimations entre elles. Il suffit pour cela d’en faire le rapport deux à deux:
• Le rapport
j Accélération instationnaire ρo U o f o f o l o
=
∝
=
k
Forces d 'inertie
ρo U o 2 / l o U o
(10.6)
est appelé nombre de Strouhal (St). Il caractérise l’instationarité de l’écoulement.
• Le rapport
k Forces d 'inertie ρo U o 2 / l o U o 2
=
∝
=
l Forces de gravité
ρo g
lo g
(10.7)
est appelé nombre de Froude (Fr)14. Il caractérise l’importance relative de la force d’inertie et de la force de
pesanteur.
• Le rapport
14
ρ U 2 / lo
U2
k Forces d 'inertie
=
∝ o o
= o
m Forces de pression
Po / l o
Po / ρo
(10.8)
Certains auteurs définissent le nombre de Froude comme la racine carrée de ce rapport.
101
102
caractérise l’importance relative des forces de pression.
Le nombre d’Euler (Eu) est défini par le groupement sans dimension Eu =
Po
ρo U o 2
(10.9)
On montre aussi que U o 2 /(Po / ρo ) est proportionnel au carré du nombre de Mach (Ma). En effet, la vitesse du
son c est définie par c 2 = (∂P / ∂ρ)s qui peut être estimée par Po / ρo . Ainsi
• Le rapport
k Uo 2 Uo 2
∝
=
= Ma 2
m Po / ρo c2 déf
(10.10)
k Forces d 'inertie ρo U o 2 / l o ρo U o l o
=
∝
=
n Forces visqueuses µ o U o / l o 2
µo
(10.11)
est appelé nombre de Reynolds (Re). Il mesure l’importance relative des forces d’inertie et des forces
visqueuses.
D’autres nombres sans dimension existent. Les principaux sont répertoriés à la fin de ce chapitre.
____________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________
On pourra, à titre d’exercice, appliquer même démarche à l’équation de l’énergie (9.9)
uuuur
r
>
∂Θ
dP
ρ Cp
+ ρ144244
Cp V g grad Θ =
+
r
+
div
K
grad
Θ
{
3
∂3
t
dt
144244
3
{
1
424
m
k
n
l
j
(
)+
Φ1
{
o
(10.12)
en définissant une échelle typique Θo de variation de température. On fera alors apparaître:
f l
j
Instationnarité
=
∝ o o = St , le nombre de Strouhal
k Transport advectif
U o déf
l Energie de pression Po / ρo
=
∝
= Ec , le nombre d’Eckert
k Energie enthalpique Cp Θo déf
(10.13)
En choisissant Po = ρo Uo2, on aura Ec = U o2 / Cp Θo et pour un gaz parfait, on pourra écrire Ec = γ /( γ −1) où γ =
Cp/Cv est le coefficient adiabatique (ou nombre gamma),
k Transport advectif ρo Cp U o l o
=
∝
= Pe , le nombre de Peclet.
déf
n Transport diffusif
Ko
(10.14)
Ce nombre est l’homologue pour la thermique du nombre de Reynolds, auquel il est relié par: Pe = Pr x Re (où
Pr est le nombre de Prandtl que nous avons défini au §8.4.4 avec les nombres de Schmidt et de Lewis).
Cp Θo ρo U o l o
k
Transport advectif
=
∝
= Ec × Re
o Dissipation volumique
µo
Uo2
____________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________
102
103
10.2 Principe de l’analyse dimensionnelle
10.2.1 Exemple
On présente ici une analyse systématique aveugle fondée sur la dimension des variables descriptives du
problème étudié. Le principe fondamental repose sur l’homogénéité dimensionnelle. Il faut:
u recenser les variables du problème (intuition, expérience…),
v former avec ces variables une équation hypothétique (généralement un développement généralisé de type
polynomial),
w appliquer à cette relation le principe d’homogénéité dimensionnelle;
x effectuer quelques expériences pour déterminer les coefficients constants qui subsistent dans l’équation.
Exemple: Étude de l’écoulement d’un fluide isovolume dans une conduite cylindrique
u Les variables retenues et leurs dimensions sont listées dans le tableau ci-dessous. La solution (la vitesse
moyenne de l’écoulement) doit dépendre du gradient de pression (la seule force motrice) et des caractéristiques de la
conduite et du fluide. En observant que le diamètre D, la vitesse de débit Ud, la viscosité µ et la
masse volumique ρ du fluide ne peuvent
Variables15
Symboles
Dimensions
dépendre de la longueur L de la conduite,
Chute de pression par unité de longueur
∆P*/L
M.L-2.T-2
on peut écrire a priori que le gradient
Diamètre de la conduite
D
L
linéique de pression doit s’exprimer en
Vitesse moyenne du fluide
Ud
L.T-1
fonction des autres variables:
Viscosité dynamique
µ
M.L-1.T-1
Masse volumique
ρ
M.L-3
∆P /L = f(ρ, µ, Ud, D)
*
v Développons la fonction f en série de puissance du type:
w Cette équation doit être dimensionnellement correcte, c’est-à-dire que dans l’équation aux dimensions:
 M.L−2 .T −2  =  M.L−3 
αn
 M.L−1 .T −1 
βn
 L.T −1 
γn
[ L]
δn
les exposants de chaque dimension fondamentale doivent être égaux. Par conséquent:
[ M ] a
1 = α n +βn

[ L ] a − 2 = − 3 α n −βn + γ n + δ n

a − 2 = − βn − γ n
[ T ]
Il y a quatre inconnues pour 3 relations. On obtient, en conservant uniquement βn par exemple:
α n = 1 − β n ; δ n = −1 − β n ; γ n = 2 − β n
15
L’expérience autant que la solution analytique des équations de Navier-Stokes présentée au §12.4 justifient ces choix.
103
104
ρUd2
∆P*
= ∑ A n ρ(1−βn ) µβn Ud (2 −βn ) D− (1+βn ) =
L
D
n
soit
βn
 µ 
∑n A n  ρU D 
 d 
et l’on voit apparaître le nombre de Reynolds construit sur le diamètre et la vitesse de débit. On pourra donc écrire:
D ∆P *
(10.15)
2 Cf =
= ϕ(Re)
ρU 2d L
relation qui montre que le nombre de Reynolds et le paramètre Cf sont les seuls nombres adimensionnels qui
interviennent dans le problème. Le paramètre Cf est interprété comme un coefficient de frottement (§12.4).
x La détermination des coefficients constants An qui spécifient la fonction sur Re relève de l’expérimentation.
En fait, dans le cas particulier d’un écoulement laminaire dans une conduite lisse, nous verrons (§12.4) que ces
coefficients peuvent être déterminés analytiquement.
10.2.2 Le Théorème Π ou théorème de Vaschy-Buckingham
Ce théorème généralise la méthode qui vient d’être utilisée dans l’exemple précédent.
Théorème: Soit un phénomène physique décrit par une relation f(p1, p2, … , pn) = 0 faisant intervenir n
paramètres indépendants. Si k est le nombre désigne le nombre de grandeurs fondamentales nécessaires pour définir
les paramètres p1, p2, … , pn, alors la relation initiale peut être mise sous la forme:
φ(Π1, Π2, … , Πn-k) = 0
où les Πi sont des groupements, INDÉPENDANTS et sans dimension, des n variables initiales.
Ce théorème est très important car il précise que dans l’exemple précédent où 5 variables dépendent de 3
grandeurs fondamentales, la solution du problème est obligatoirement une relation entre 2 nombres adimensionnels
indépendants (ce qui signifie que l’on peut déduire l’un de l’autre par multiplication, élévation de puissance,
division…). Ainsi une méthode de détermination systématique des groupements Πi n’est pas indispensable et il est
possible de faire appel à l’intuition. La solution sera toujours correcte.
• si on obtient bien n-k nombres Πi,
• si ces nombres font bien intervenir toutes les variables (p1, p2, … , pn),
• s’ils sont indépendants.
Toutefois, la technique suivante est recommandée.
Détermination pratique des nombres sans dimension:
On commence par choisir k variables dimensionnellement indépendantes parmi les p1, p2, … , pn. On forme
ensuite les n-k groupes suivants:
104
105
 Π1

 Π2
 .

 .
 .

Π n − k
= p1α p α2 ... p αk p k +1
= p1β pβ2 ... pβk p k + 2
.
.
.
= p1λ pλ2 ... pλk p n
1
2
1
2
1
k
k
2
k
Il reste finalement à déterminer les combinaisons d’exposants qui rendent chacun de ces groupements sans
dimension. Il suffit pour cela d’exprimer les unités de chaque quantité pi en fonction des grandeurs fondamentales
[M, L, T, Θ].
REMARQUE: Corrélation des résultats expérimentaux:
Revenons sur l’exemple de l’écoulement dans une conduite cylindrique pour lequel on a posé:
∆P/L = f(ρ, µ, Ud, D)
et supposons qu’on veuille caractériser l’influence de chacune des quatre variables sur le gradient de pression
∆P/L par dix points expérimentaux. En toute généralité pour les quatre variables indépendantes cela nécessiterait
104 points de mesures.
L’analyse dimensionnelle a établi la relation
2 Cf =
ρ Ud D 

D ∆P
= ϕ  Re =

ρ Ud2 L
µ 

qui permet de voir que dix valeurs du nombre de Reynolds permettront de tracer la courbe 2 Cf = ϕ(Re). Les
variables sur lesquelles on pourra jouer pour modifier Re sont a priori n’importe lesquelles parmi ρ, µ, Ud et D; le
plus simple et le plus économique sera de faire varier le débit dans la conduite.
EXEMPLE: Portance et traînée d’une surface portante
Les ailes d’un avion, les voiles, la dérive, le safran sont des exemples de surfaces portantes. Elles sont en général
minces et profilées. Lorsqu’elles sont placées dans un écoulement de vitesse uniforme U8 et sous une incidence α,
l’écoulement engendre une certaine distribution de contraintes normales (pression) et tangentielles (cisaillement
visqueux) sur l’obstacle. C’est un problème fondamental que de vouloir déterminer la résultante de ces efforts. On
décompose en général cette résultante en sa composante dans la direction de l’écoulement (la traînée Fx) et dans la
direction orthogonale (la portance Fy).
105
106
Fy
On peut considérer a
priori
que
doivent
ces
dépendre
d
efforts
des
caractéristiques du fluide
α
U∞
Fx
(ρ, µ), de l’écoulement
(U8 , α) et
de celles de la surface portante (sa corde d et son envergure L):
Fx (ou Fy ) = f (d, L , ρ, U ∞ , µ, α )
Le problème comporte sept variables et ne fait intervenir que trois grandeurs fondamentales [M, L, T]; il est
donc régi par quatre nombres sans dimensions. Deux nombres apparaissent de manière évidente: Π1 = L/d et
Π2 = α. Il suffit donc de déterminer les deux autres à l’aide de la relation:
Fx (ou Fy ) = f (d, ρ, U ∞ , µ, Π1 = L / d, Π 2 = α )
On peut écrire par exemple pour la traînée Fx (comme pour la portance Fy):
Π 3 = d α1 ρα2 U α∞3 Fx  [M 0 .L0 .T 0 ] = [L]α1 [M.L−3 ]α2 [L.T −1 ]α3 [M.L.T −2 ] 
a

Π 4 = dβ1 ρβ2 U β∞3 µ  [M 0 .L0 .T 0 ] = [L]β1 [M.L−3 ]β2 [L.T −1 ]β3 [M.L−1 .T −1 ]
dont la résolution sur les exposants donne:
(16)
Fx

Π
=
3
ρ U 2∞ d 2
α1 = − 2 ; α 2 = −1 ; α 3 = − 2  

a
β1 = − 1 ; β 2 = −1 ; β3 = −1  Π = µ
 4 ρ U ∞ d
La relation initiale s’écrit donc sous la forme suivante qui définit le coefficient de traînée Cx:
Fx
1 ρ U2 d2
∞
2
= C x ( Re, α , L / d )
(10.16)
= C y ( Re, α , L / d )
(10.17)
et de même, le coefficient de portance Cy:
Fy
1 ρ U2 d2
∞
2
De nombreuses expériences effectuées à basse vitesse confirment la validité de ces deux relations. Pour le cas
asymptotique d’un profil bidimensionnel (envergure infinie, L >> d) L/d n’intervient plus. Les figures ci-dessous
donnent qualitativement le Cx et le Cy pour un profil bidimensionnel typique. Pour des valeurs faibles de l’angle
(16)
106
2
Dans le cas tridimensionnel, on norme plutôt Fx par 1 2 ρ U ∞ S où S= d L est l’aire de la surface.
107
d’incidence, on constate que la portance n’est pas sensible au nombre de Reynolds. En revanche, aux fortes
incidences et près du décrochage, on observe une influence notable de Re.
Le coefficient de traînée est souvent représenté sous la forme:
Cx(Re, α) ˜ Cp(α) + Cf(Re)
(10.18)
Le terme Cp représente la traînée de pression et Cf est la traînée de frottement qui dépend essentiellement du
nombre de Reynolds. Aux grandes vitesses et dans les gaz, les effets de compressibilité deviennent importants et Cx
et Cy dépendent aussi du nombre de Mach.
décrochage
Cx
105
3 106
Coef. de portance
Coef. de traînée
107
3 106
105
0
10
α°
20
107
Re
Re
Cy
α°
Cas d’une sphère ou d’un cylindre
Si l’objet considéré est une sphère, l’angle d’incidence n’est pas défini et le diamètre d est la seule longueur
caractéristique. Le coefficient de traînée apparaît comme une fonction unique du nombre de Reynolds:
Fx
1 ρ U 2 ( π d 2 / 4)
∞
2
= C x ( Re )
(10.19)
Les mêmes considérations sont applicables dans le cas d’un cylindre de grande longueur (L >> d) placé dans un
écoulement dont la direction est orthogonale à l’axe du cylindre. Pour ces deux cas les courbes Cx(Re) sont données
dans le fascicule de Travaux Pratiques de Mécanique des Fluides pour 10-1 = Re = 106.
10.3 Équations de Navier-Stokes adimensionnelles
10.3.1 Établissement des équations
À l’aide des échelles caractéristiques que nous avons définies en introduction de ce chapitre, il est naturel de
construire des variables adimensionnelles pour reformuler les équations de bilan sous forme adimensionnée. Il sera
107
108
ensuite facile de comparer le “poids respectif” des différents termes pour justifier d’éventuelles simplifications en
négligeant les contributions mineures. Ceci permettra aussi d’étudier la possibilité d’étudier les écoulements sur des
maquettes à échelle réduite et de justifier de la similitude des solutions.
variable sans
variable
Le tableau ci-contre indique pour chaque variable
indépendante (xi, t) et dépendante (Vi, ρ, P, Θ) l’échelle choisie
(affectée de l’indice o) et la variable sans dimension correspondante
(signalée avec un astérisque).
Avec ces notations, les opérateurs prennent la forme:
>
>*
1 ∂ r
∂ r
∂ r  1
grad =  * e1 + * e2 + * e 3  = grad
l o  ∂x1
∂x 2
∂x 3  l o
1  ∂
∂
∂  1
div =  * + * + *  = div*
l o  ∂x1 ∂x2 ∂x 3  l o
∆=
1
l 2o
échelle
dimension
r
x*
r
x
=
lo
t
r
V
=
1/fo
=
Uo
t*
r
V*
P
=
Po
P*
Θ
=
Θo
Θ*
ρ
=
ρo
ρ*
µ
r
g
=
µo
r
go
µ*
r
g*
=
 ∂
∂
∂  1 *
 *2 + * 2 + *2  = 2 ∆
 ∂x1 ∂x2 ∂x 3  l o
2
2
2
On obtient ainsi facilement la forme adimensionnelle des équations de Navier-Stokes:
r
 ∂ρ*  ρ U
ρo f o  *  + o o ρ* divV*  = 0
lo
 ∂t 
r
r uuuur r
>*
 ∂V*  ρ U 2
µ U
r P
ρo U o f o ρ* *  + o o ρ* V* g grad V*  = ρo g o ρ*g* − o grad P*  + o 2 o

 l


∂
t
l
l
o
o
o


r 
 * * r * uuuur * µ*
* *
µ ∆ V + grad  div V  
 3


Divisons cette dernière équation par le “poids” du terme d’inertie (ρo U o2 / l o ) , On obtient:
fo l o
Uo
r
 * ∂V*   * r * uuuur * r * 
ρ
+ ρ V g grad V =

*  

 ∂t  
g o l o * r * Po  uuuur * * 
µo
ρg −
grad P +
 ρ U l
U o2
ρo U o2 
o
o o
r 
 * * r * uuuur *  µ*
* *
µ ∆ V + grad  div V  
 3


(10.20)
et l’on voit apparaître les nombres sans dimension suivants:
St =
fo l o
le nombre de Strouhal,
Uo
Eu =
Po
le nombre d’Euler,
ρo U o 2
Re =
ρo U o l o
le nombre de Reynolds.
µo
déf
déf
déf
108
Fr =
déf
U o2
le nombre de Froude,
go l o
(ou encore Ma =
Uo
le nombre de Mach,)
c
109
Ainsi:
r
uuuur*
r uuuur * r
r 
 ∂V* 
1 r
1  * * r * uuuur *  µ*
St ρ* *  + ρ* V* g grad V*  = ρ*g* − Eu grad P*  +
µ ∆ V + grad  div* V*  


 Fr

 Re 
 3

 ∂t  
(10.21)
Il est clair que, si les échelles sont effectivement représentatives, les termes entre crochets sont en O(1).
10.3.2 Interprétation du nombre de Reynolds
Considérons pour simplifier l’analyse un écoulement stationnaire (St ˜ 0), non pesant (go ˜ 0) de fluide
isovolume. Pour l’étude de ce type d’écoulement, on choisit en général comme échelle des variations de pression
Po = ρo U o2 (la pression dynamique). L’équation (10.20) se réduit alors à:
uuuur*
r uuuur * r
1 * *r*
ρ* V* g grad V* = − grad P* +
µ ∆V
Re
(10.22)
Le nombre de Reynolds, défini comme le rapport des forces d’inertie aux forces de viscosité, peut aussi
s’interpréter comme le rapport entre le temps caractéristique de la diffusion τdiff = l 2o / ν o de la quantité de
mouvement par la viscosité (c’est-à-dire par l’agitation moléculaire) et le temps de transit τ tran = l o / U o de la
particule fluide dans le champ d’expérience; en effet:
Re =
déf
ρo U o l o l 2o ρo / µ o τdiff
=
=
µo
l o / Uo
τ tran
• Cas Re >>1: Il est clair que, si τtran << τdiff (Re >> 1), pendant sa présence très courte dans le champ
d’expérience la particule ne pourra pas être beaucoup marquée par la diffusion de quantité de mouvement. Dans ce
cas, l’équation (10.22) montre que la contribution du terme de frottement visqueux est négligeable; les termes
d’inertie et de pression doivent s’équilibrer mutuellement. On conçoit bien que cette approximation, dite du fluide
parfait, peut entraîner des difficultés puisqu’elle annule identiquement les frottements et la dissipation d’énergie.
Remarquons que, si on accepte de changer d’échelle de longueur pour traiter le terme visqueux, on pourra en trouver
une, très petite devant l o , qui le rende du même ordre que les autres. Cela signifie qu’à l’échelle l o , la viscosité est
sans effets, mais qu’il existe une petite échelle où ils sont importants.
• Cas Re <<1: Si maintenant τtran >> τdiff (Re << 1), la particule fluide demeure tellement longtemps dans le
champ d’expérience que la marque de la viscosité sera très profonde. Les termes d’inertie et de pression, tous les
deux très petits, ne pourraient pas équilibrer les frottements visqueux. Mais ceci est inacceptable en vertu du
principe de moindre dégénérescence; aussi faibles que soient les variations de pression, nous ne pouvons pas
exploiter une approximation qui les élimine complètement. Là encore, il faut revoir le choix des échelles. Bien
109
110
entendu, c’est l’échelle utilisée pour les variations de pression (ρo U o2 ) qui s’avère impropre pour ce cas limite Re
<< 1 puisque les forces d’inertie sont alors négligeables. En effet, nous pouvons estimer l’échelle de pression Po
dans ce cas, en réécrivant l’équation (10.20) sous la forme:
r uuuur * r
Pl
Re ρ* V* g grad V*  = − o o


Uo µo
uuuur * *
r

  * * *
grad P  + µ ∆ V 
On voit que, si Re << 1, pour que les termes de pression et de viscosité puissent s’équilibrer il faut que
Po ≈ µo U o / l o . Cette échelle est évidemment sans commune mesure avec l’énergie cinétique par unité de volume
( 1 ρo U o2 ) .
2
10.3.3 Interprétation du nombre de Froude
Considérons maintenant un écoulement à surface libre pour lequel la référence de pression est P = Préf à la
surface (assez peu courbée pour que la tension superficielle soit négligeable). La pression adimensionnelle est
définie par: P* = (P − Préf ) / ρ U o2 . L’équation (10.20) s’écrit maintenant (fluide isovolume, écoulement stationnaire):
uuuur
r uuuur r
r
ρ* V* g grad* V*  = 1 ρ* gr * −  grad* P*  + 1 µ* ∆* V* 


 Fr

 Re 
où le nombre de Froude (Fr = Uo 2 / l o g) caractérise le rapport des forces de pesanteur et des forces d’inertie. On
le définit souvent comme la racine carrée de ce rapport; dans ce cas, il mesure le rapport de la vitesse des particules
fluides à leur vitesse de chute libre dans le champ de pesanteur, ou encore le rapport de deux temps caractéristique:
le temps nécessaire pour qu’une particule atteigne sa vitesse de chute libre (l o / g o )1/ 2 et le temps de transit de la
particule dans le champ d’expérience (l o / U o ) .
• Cas Fr >> 1: Les forces d’inertie sont très supérieures aux forces de pesanteur et sont équilibrées par les forces
de pression et de viscosité. C’est le cas des gaz à grandes vitesses pour lesquelles on fait usuellement l’hypothèse de
fluide non pesant.
• Cas Fr << 1: On peut alors souvent négliger les forces d’inertie devant les effets gravitationnels. Les forces de
pesanteur sont alors équilibrées par les forces de pression (hypothèse quasi-hydrostatique) avec éventuellement une
contribution visqueuse.
10.3.4 Équation adimensionnelle pour l’énergie
La méthode utilisée au § 10.3.1 pour l’équation de bilan de quantité de mouvement peut être appliquée à
l’équation pour l’énergie. On aboutit alors à la formulation adimensionnelle suivante:
110
111
r uuuur *

∂Θ* 
St ρ* Cp* *  + ρ* Cp* V* g grad Θ*  =



∂t 

uuuur *
r uuuur *
 ∂P* 
1
1
St  *  + Ec  V* g grad P  + Χ r* + div* K* grad Θ* +
Φ1*




∂
t
Pe
EcRe


)
(
avec
Χ=
(10.21)
l o ro
Apports électromagnétiques
=
,
ρo Cp o Vo Θo
Transport advectif
Pe =
déf
ρo Cp U o l o
= Pr × Re le nombre de Peclet,
Ko
Ec =
déf
Po / ρo
U o2
le nombre d’Eckert.
=
Cp Θ o Cp Θ o
• Le nombre de Peclet est l’homologue du nombre de Reynolds pour le champ thermique.
• Le nombre d’Eckert peut atteindre des valeurs de l’ordre de l’unité si la vitesse est grande (par ex. de l’ordre de
la vitesse du son) et si les écarts de température demeurent modérés. À titre d’exemple, pour l’air (Cp ˜ 103 J.kg1.K-1), avec U = 300 m.s-1, Θ = 100 K, on trouve:
o
o
Ec =
(300) 2
= 0.9
103 10 2
Mais dès que la vitesse est dix fois plus faible (30 m.s-1), ce qui est encore une vitesse importante, Ec devient
assez faible (9. 10-3) pour pouvoir négliger de terme de pression devant le transport advectif de chaleur. Ceci
signifie que, pour les gaz, si la vitesse est nettement plus faible que la vitesse du son, l’équation d’énergie peut
prendre la même forme que celle que nous avons établie (9.8) pour les liquides:
ρ Cp
(
)
>
dΘ
= r + div K grad Θ + Φ1
dt
(10.22)
Cette équation, commune aux liquides et aux gaz à vitesse modérée, couvre un domaine d’applications
extrêmement vaste. Elle est donc très importante. Dans de très nombreux cas, on peut encore la simplifier en
négligeant la dissipation volumique Φ1 (si le fluide est assez peu visqueux) et la production de chaleur r par les
sources internes. En supposant que K est constant, l’équation pour l’énergie devient:
dΘ
=a∆Θ
dt
(10.23)
où a = K / ρ Cp est le coefficient de diffusivité thermique.
111
112
10.4 Analyse de similitude
Pour des raisons évidentes de rentabilité, on ne peut guère envisager d’entreprendre des études expérimentales
d’écoulements sur des ouvrages en vraie grandeur. Il se pose aussi souvent des problèmes de faisabilité,
subordonnés à des impératifs d’exploitation, des difficultés de contrôle de paramètres dans le cas de phénomènes
naturels… On cherche donc autant que possible à travailler sur des écoulements de maquette à échelle réduite, et il
convient donc d’établir des lois de similitude.
Deux écoulements (E1) et (E2) sont semblables si, à des instants homologues tels que t2 = q t1, les
domaines fluides (D1) et (D2) se correspondent dans une similitude géométrique de rapport constant, et
r
r
si, pour chaque couple de points homologues x1 et x 2 , il existe un rapport constant entre les vitesses,
un rapport constant entre les pressions, et de façon générale, un rapport constant entre toutes les
grandeurs de même nature.
Il résulte de cette définition que si deux écoulements sont semblables, ils vérifient à la fois une similitude
géométrique (rapport d’échelle), une similitude cinématique (les trajectoires sont géométriquement semblables) et
une similitude mécanique (les grandeurs physiques, dynamiques et éventuellement thermiques homologues sont
similaires).
10.4.1 Cas des écoulements isovolumes
Nous allons d’abord discuter des problèmes de similitude dans le cas simplifié des écoulements stationnaires de
fluide isovolume en supposant que le problème thermique est découplé.
Considérons donc deux systèmes fluides (E1) et (E2) géométriquement semblables. Dans ce qui suit nous
repérons par l’indice 1 les grandeurs de l’écoulement en grandeur réelle et par 2 celles de l’écoulement à échelle
réduite. Supposons aussi que les conditions initiales et aux limites de ces écoulements soient aussi semblables.
L’écoulement est alors décrit pour le premier système (E1) par:
r
divV* = 0

uuuur * * 1 * * r * + conditions aux limites (CL1)
(1)  * r * uuuur * r * 1 * r *
ρ V g grad V = Fr ρ g − Eu1 grad P + Re µ ∆ V
1
1

et pour le système (E2) par:
r
divV* = 0

uuuur * *
(2)  * r * uuuur * r * 1 * r *
1 * * r * + conditions aux limites (CL2)
ρ V g grad V = Fr ρ g − Eu 2 grad P + Re µ ∆ V

2
2
112
113
Les deux écoulements sont décrits par des équations identiques sous réserve que Re1 = Re2, Eu1 = Eu2 et
Fr1 = Fr2. Ces conditions, dites conditions de similitude, sont nécessaires pour que les solutions du champ de vitesse
r r
r
adimensionnelle V* (x * ) et du champ de pression adimensionnel P* (x * ) soient identiques. Les systèmes qui
satisfont ces conditions sont dynamiquement semblables.
Nous allons examiner les critères de réalisabilité pour que ces trois conditions puissent être réalisées
simultanément. Les conditions de similitude s’écrivent (en supposant g1 = g2 = g):
pour la similitude de Reynolds
U1 d1 U 2 d 2
=
ν1
ν2
(10.24)
pour la similitude de Froude
U12 U 22
=
gd1 g d 2
(10.25)
pour la similitude d’Euler
P1
P
= 2 2
2
ρ1 U1 ρ2 U 2
(10.26)
En notant λ le rapport d’échelle géométrique entre les deux écoulements, λ = d2/d1, ces trois conditions
conduisent immédiatement à:
U2
= λ1/ 2
U1
(10.26)
ν2
= λ3 / 2
ν1
(10.27)
P2 /(ρ2 g)
=λ
P1 /(ρ1 g)
(10.28)
On peut déduire de ces trois relations
le rapport des débits volumiques (vitesse x longueur2) :
le rapport des temps (longueur/vitesse):
le rapport des puissances (débit massique x longueur):
Q v2
Qv1
=
U 2 d 22
= λ5 / 2
U1 d12
t 2 d 2 U1 1/ 2
=
=λ
t1 U 2 d1
P2
P1
=
ρ2 Q v2 d 2
ρ1 Q v1 d1
=
ρ2 7 / 2
λ
ρ1
On remarque que dans tous ces rapports, l’échelle géométrique λ intervient toujours à une puissance positive de
sorte que ce sont toujours les grandeurs relatives à la maquette qui ont les valeurs les plus faibles. En particulier, λ
intervient avec des puissances élevées dans l’expression des débits et celle des puissances; ceci constitue une
circonstance très favorable qui permet de réaliser des études sur maquettes à moindre coût. Autre avantage: le
modèle réduit permet de “prévoir l’avenir” dans le sens où les événement se produisent dans des délais plus courts.
113
114
On voit en outre que, une fois choisis l’échelle λ de la maquette et le lieu de l’expérience (g1 et g2), le rapport
des vitesses, les propriétés physiques du fluide 2 relativement à celles du fluide 1 et le rapport des pressions
(exprimées en hauteurs de fluides) sont déterminés. Dans la pratique la condition (10.27) sur les propriétés
physiques du fluide 2 est souvent rédhibitoire.
λ
ν2/ν1
très faibles. Or les liquides satisfaisant à cette condition (si toutefois ils existent) sont d’un
1/10
0,032
maniement très difficile parce que toujours très volatils. La similitude parfaite est donc
1/50
0,028
difficile à obtenir en dehors des cas (rares) où le fluide 1 est très visqueux.
1/100
0,001
Le tableau ci-contre montre qu’elle impose habituellement des viscosités cinématiques
La condition (10.27) étant une conséquence des conditions de Froude et de Reynolds, aussi a-t-on cherché à
s’affranchir de l’une ou de l’autre de ces conditions. Il est possible, par exemple, de réaliser une similitude partielle
en éliminant la condition de Froude. Celle-ci étant liée à la pesanteur, son élimination ne peut être qu’une
approximation qui consiste à négliger l’action des forces gravitationnelles. On peut en général s’affranchir de la
condition de Froude dans le cas des écoulements de liquides en charge 17 et dans les écoulements de gaz18.
A contrario, dans le cas des écoulements à surface libre, on pourra éliminer la condition de Reynolds si l’effet de
la diffusion visqueuse peut être négligée (Re >> 1).
Notons pour finir que dans le cas des écoulements isovolumes, la pression de référence est la pression
dynamique (P = ρ U 2 ) si bien que la condition d’Euler (10.28) n’intervient plus puisqu’elle se confond avec la
condition (10.26).
10.4.2 Cas des écoulements compressibles
Dans le cas des écoulements de fluide compressibles, les forces gravitationnelles peuvent généralement être
négligées. Pour maintenir la similitude dynamique, le nombre de Froude n’est plus pertinent, mais il faut tenir
compte des effets de compressibilité. On considère que ces effets ne sont plus négligeables dès que le nombre de
Mach est supérieur à 0.2 environ. Nous avons montré au §10.1 que le nombre de Mach au carré est proportionnel au
rapport des forces d’inertie par unité de volume et des forces de pression par unité de volume:
r uuuur r
ρ V g grad V
>
grad P
17
∝
Uo 2
U2
≈ o2 = Ma 2
Po / ρo c déf
On appelle ainsi les écoulements qui s’effectuent dans des domaines limités exclusivement par des parois solides. La
présence d’une surface libre se traduit une condition à la limite sur la pression qui réintroduit l’influence de la gravité à travers la
relation (10.28) d’Euler.
18
Les forces gravitationnelles sont en général négligeables dans les écoulements gazeux.
114
115
Ainsi, dans le cas d’un écoulement stationnaire de fluide compressible, l’équation pour la quantité de
mouvement s’écrit sous la forme adimensionnelle suivante:
r uuuur r
r 
1 uuuur * *
1  * * r * uuuur * µ*
* *
ρ* V* g grad * V*  = −


grad
P
+
µ ∆ V + grad  div V  
2 



Ma
Re 
 3

(10.32)
Pour assurer la similitude dynamique, il faut donc conserver les nombres de Reynolds et de Mach. Pratiquement
la similitude complète ne peut être réalisée qu’en faisant appel à des souffleries pressurisées.
Ainsi, l’observation rigoureuse des règles de similitude conduit à des essais sur maquettes impossibles ou très
coûteuses. L’expérience montre cependant qu’il est possible de se contenter d’une similitude approchée, notamment
lorsqu’un nombre limité de forces sont prédominantes.
En admettant maintenue la similitude géométrique, on pourra se fonder en première approximation sur le tableau
suivant.
Approximation
Classe d’approximation
Critère principal à préserver
Ma ˜ 0
Fluides incompressibles (liquides)
Similitude dynamique assurée par la
Re >> 1
Fluides parfaits
similitude géométrique
Ma ˜ 0
Fluides incompressibles (liquides)
Fr non pertinent
Écoulements en charge
Re =
ρUd
µ
Fr =
U2
gd
Re =
ρUd
µ
Fluides incompressibles (liquides)
Ma ˜ 0
Faible viscosité
Re pas trop petit
Écoulements à surface libre
Ma < 0.2
Écoulements
faiblement
compressibles (gaz)
Ma > 0.2
Écoulements compressibles (gaz)
Ma =
U
c
10.5 Les principaux nombres sans dimension
Le tableau suivant regroupe quelques-uns des nombres adimensionnels relatifs à la Mécanique des Fluides, le
symbole, leur définition et leur signification. On trouvera dans la référence [5] une liste plus complète incluant
notamment les groupements adimensionnels utilisés en transferts de chaleur et de matière.
115
116
Nombre
Symbole
Définition
Coef. adiabatique
γ
Cp/Cv
de Bond
Bo
∆ρ d2 g/σ
Capillaire
Nca
µ U/σ = We.Re-1
F. de viscosité/F. superficielle
de Cauchy
C
ρ U2/χ
F. d’inertie/F. de compression
de Darcy
Da
≡ 4 Cf
de Dean
D
Re (D/Ds)1/2
Re (F. centrifuge/F. d’inertie)
d’Eckert
Ec
(P/ρ)/(Cp Θ)
Energie de pression/Energie enthalpique
d’Euler
Eu
U2/(Cp Θ)
Coef. de frottement
Cf
[d/(2ρU2)] (∆P/L)
de Froude (1)
Fr
U2/(gd)
de Froude (2)
Fr
U/(gd)1/2
Fr
U2/(β g ∆Θ d)
ρ2 g d3/µ2
de Galilée
Energie cinétique/Energie enthalpique
F. de frottement/ (2 x F. d’inertie)
F. d’inertie/F. de gravité
“
“
F. d’inertie/F. d’Archimède
Re (F. de gravité/F. visqueuse)
de Grashof
Gr
g β ∆Θ d3 /ν2
de Laval
La
U/[2 γ/(γ+1).RΘ]1/2
de Lewis
Le
a /D
de Mach
Ma
U/c
de Nusselt
Nu
kd/Κ
Transfert de chaleur pariétal/diffusif
de Peclet
Pe
ρ Cp U d/K
Transfert de chaleur advectif/diffusif
Coef. de portance
Cy
Fy/(1/2 ρU2 d2)
de Prandtl
Pr
ν/a
de Rayleigh
Ra
g β ∆Θ d3/(ν a)
de Reynolds
Re
U d/ν
F. d’inertie/F. visqueuse
de Rossby
Ro
U/fd
F. d’inertie/F. de Coriolis
ε/d
Coef. de rugosité
116
F. de gravité/F. superficielle
≡ 4 Cf
de Fanning
de Froude (3)
Signification
de Schmidt
Sc
ν /D
de Stanton
St
k/(ρCpU)
de Strouhal
St
f d/U
Coef. de traînée
Cx
Fx/(1/2 ρU2 d2)
de Weber
We
ρ d U2/σ
Re (F. d’Archimède/F. visqueuse)
Vitesse/vitesse critique du son
Diffusivité thermique/diffusivité matérielle
Vitesse/vitesse du son
F. de portance/F. de pression dynamique
Viscosité cinématique/diffusivité thermique
≡ Gr.Pr
Hauteur moy. d’aspérités/diamètre (conduite)
Viscosité cinématique/diffusivité matérielle
Transfert de chaleur pariétal/advectif
Instationnarité/advection
F. de traînée/F. de pression dynamique
F. d’inertie/F. superficielle
DEUXIÈME PARTIE
Chapitre 11 Statique des fluides
La Mécanique des Fluides étant réputée “en voie de disparition” dans les programmes des classes
préparatoires, il n’est peut-être pas inutile de rappeler quelques éléments de Statique. Ce chapitre se limite à
l’essentiel et ne constitue pas un pré-requis pour la suite.
11.1 Généralités
La relation générale de la statique des fluides a déjà été aperçue au §6.2.4 comme un cas particulier
correspondant à la nullité de la résultante des efforts extérieurs. Ceci se traduit par l’équilibre des contraintes
normales et des forces de volumes (6.16):
uuuur
r
grad P = ρ f
(11.1)
r
où f représente la densité massique des forces de volume. Cette relation constitue l’équation générale de la
statique des fluides.
“Dans un fluide en équilibre, la pression croît dans le sens du champ de force”.
r
• Si le champ f est irrotationnel (et dans ce cours nous nous placerons dans cette hypothèse), on définit un
r
>
potentiel des forces f = − grad Φ et la relation d’équilibre devient:
uuuur
uuuur
(11.2)
grad P = − ρ grad Φ
“Dans un fluide en équilibre, les surfaces équipotentielles sont des surfaces isobares”.
• Cas où les forces de volume se réduisent à la force de pesanteur.
120
r r
Puisque f ≡ g définit la verticale locale, les surfaces isobares sont horizontales. Il est alors commode de
r
choisir un repère tel qu’un des axes soit vertical; soit ez cet axe que nous choisissons ascendant
r
uuuur
r
r
g
ez = − r → g = − g grad z
g
L’équation (11.2) s’écrit alors:
dP
∂P
∂P
=0 ;
=0 ;
=−ρg
∂x
∂y
dz
(11.3)
et pour un fluide isovolume (ρ = cste), elle prend la forme particulièrement simple:
P * = P + ρ g z = cons tan te
(11.4)
où la pression étoilée représente l’énergie potentielle de l’unité de volume de fluide dans le champ de
gravité.
r
L’accélération de la pesanteur g correspond à la résultante de la force d’attraction terrestre et de la force
centrifuge d’inertie due à la rotation intrinsèque de la planète (§3.3). On considérant que la Terre est de densité
constante (d = 5,52), l’accélération de pesanteur peut s’exprimer par la relation:
g = g o [1 − 0, 002 644 cos(2ϕ) − 3,1510 −7 z]
où ϕ est la latitude du lieu, z est l’altitude19 exprimée en mètres et g o = 9,80 619m.s −2 .
Ainsi, au niveau du “sol”, g varie de 9,78 m2.s-1 à l’équateur à 9,83 m2.s-1 aux pôles. Le plus souvent, on
prendra g = 9,81 m2.s-1 dans les applications courantes.
11.1.1 Le théorème d’Archimède
Soit un fluide (ou un système de fluides) en équilibre soumis à la seule pesanteur. Considérons une portion
r
du fluide (en grisé sur le schéma de gauche) d’enveloppe (S). Le poids p de ce fluide est équilibré par
l’ensemble des forces de pression exercées sur (S) par le fluide extérieur à (S). Ces forces de pression admettent
r
r
donc une résultante π , égale et opposée à p .
19
En toute rigueur, l’altitude d’un lieu est sa distance verticale (le long des lignes de champ) au géoïde passant par le
zéro du marégraphe de Marseille (convention internationale). Le plus souvent, on approxime que la Terre est une sphère et
l’altitude est prise selon la verticale géométrique par rapport au zéro local (niveau local des plus basses marées d’équinoxes).
120
121
Remplaçons le fluide contenu dans (S) par un solide limité par la même surface. Les forces de pression qui
r
r
s’exercent sur (S) n’ont pas changé; elles admettent toujours la même résultante π , égale et opposée à p ; d’où
le théorème d’Archimède:
Les forces de pression exercées par un système de fluides en équilibre sur un solide immergé admettent une
résultante, appelée poussée d’Archimède:
son support passe par le centre d’inertie de l’ensemble des fluides remplacés;
elle est verticale ascendante
son module est égal à celui du total des poids fluides remplacés.
π = ρl V i g
π = ρl V g
Si le système de fluides se réduit à un fluide
unique, de masse volumique ρl constante, et si le
G
solide est complètement immergé, le centre de
C
V i
G C
poussée coïncide avec le centre d’inertie du corps
immergé.
p = ρs V g
p = ρs V g
Si le corps est immergé dans plusieurs fluides
(schéma de droite), comme c’est le cas d’un
flotteur dont la partie inférieure est dans un liquide et la partie supérieure dans un gaz (mais aussi dans le cas
d’un liquide stratifié en densité), le théorème reste applicable, mais le centre de poussée n’a pas une position
invariable par rapport un repère lié au solide. La résultante des pressions exercées par le liquide et par le gaz (ou
à chaque niveau pour un fluide stratifié) est appliquée au barycentre du volume (le centre de poussée).
• Approximation de pression uniforme
Dans les applications, il arrive fréquemment que les variations de pression
n
qu’entraîne l’existence du champ de pesanteur [éqs. (11.3)] soient faibles
devant la valeur absolue de la pression: c’est le cas lorsque 2 particules
dS
M
quelconques du domaine fluides sont à des altitudes voisines, et
ez
considéré; sa valeur Po est constante.
O
S
r
r
dF = −P n dS
particulièrement dans le cas d’un fluide de faible masse volumique
(atmosphère). La pression est alors considérée uniforme dans le domaine
V
ex
Dans le cadre de cette approximation, la résultante des forces de pression qui s’exercent sur une surface
fermée S a pour valeur:
uuuur
r
r
r
π = − ∫∫ P n dS = − ∫∫∫ grad P dV = 0
(11.5)
uuuur r
uur uuuur
r
r
M = − ∫∫ P (OM ∧ n)dS = − Po ∫∫∫ rot (OM) dV = 0
(11.6)
S
et le moment résultant:
V
S
V
121
122
“Si la pression est uniforme, le système des forces de pression s’exerçant sur une surface fermée constitue un
torseur nul”.
11.1.2 Équilibres pseudo-statiques
Les exemples présentés ici sont, en toute logique, des problèmes de “dynamique” dans la mesure où le fluide
se déplace par rapport à un système d’axes fixes. En fait, ces problèmes peuvent être résolus dans un système
d’axes qui se déplace à la même vitesse (linéaire ou angulaire) que le fluide (mouvement solide).
a) Équilibre d’un liquide pesant soumis à une accélération constante
Dans ce cas, la densité volumique des forces est la somme de l’accélération de pesanteur et de la force
r
r
r uuuur
d’inertie: ρ f = ρ g − ρ γ = grad P
Les surface isobares sont perpendiculaires aux lignes du
r r
champ (g − γ ) . L’équilibre s’écrit en projection:
 ∂P
 ∂x = − ρ γ

 ∂P
 =0
 ∂z
 ∂P
 ∂z = − ρ g

P=
P=
γ
ex
f
Les surfaces isobares sont fournies par l’intégration de dP =
P =
o cst
e
−γ
ez
repère lié
à la cuve
cste
g
∂P
∂P
dx +
dz = 0 , soit:
∂x
∂z
γ
z = − x + cste
g
b) Équilibre d’un liquide pesant soumis à une rotation constante
r
On considère, dans le champ de pesanteur, un réservoir cylindrique en rotation de vitesse constante ω et
partiellement rempli d’un liquide. En réaction à l’accélération centripète d’entraînement, le fluide est soumis à
l’accélération centrifuge
uuuur  ω2 r 2 
r
r
γ = ω2 r = + grad 

 2 
r
La projection de l’équation d’équilibre sur les axes d’un repère cylindrique tournant à la vitesse ω donne:
122
123
 ∂P
2
 ∂r = ρ ω r

 ∂P
 =0
 ∂θ
 ∂P
 ∂z = − ρ g

ω
ste
=c
Po
Les surfaces isobares
∂P
∂P
dP = dr + dz = 0 , soit:
∂r
∂z
z
P=
sont
fournies par l’intégration
ρ ω2 2
P=
r − ρ g z + cste
2
de
cst
e
γ=ω 2 r
r
Les surfaces isobares sont donc des paraboles de révolution d’axe ez
r r
r
orthogonales aux lignes du champ f = g + ω2 r . Avec Vθ = r ω , il vient
g
f

ρV 
P +ρg z −
 = cste
2 

2
θ
qui constitue une forme tronquée de l’équation de Bernoulli (Eq. 14.11) pour l’équilibre pseudo-statique d’un
fluide en mouvement solide relatif.
• Application à la centrifugation
Considérons un corps de volume V de masse volumique ρs
immergé dans un liquide de masse volumique ρl tournant à la vitesse
r
ω . Il est soumis à la force de gravité, à la poussée d’Archimède et aux
forces centrifuge et centripète schématisées ci-contre. Les forces
r
r
− ρlV g et − ρlV ω2 r représentent la réaction du fluide
r
environnant sur le corps. Si ρs > ρl, le solide s’éloigne de l’axe ez ; si
ρs < ρl, le solide se rapproche de l’axe. Cette propriété est utilisée en
z
ω
r
−ρlV g
r
−ρlV ω2 r
r
ρsV ω2 r
r
ρV
g
s
centrifugation.
11.1.3 Fluides compressibles
En toute généralité, dans un fluide au repos macroscopique, la masse volumique est une fonction d’au moins
deux variables d’état: ρ = ρ(P, Θ), et les surfaces isobares (P = cste) ne sont pas en général confondues avec les
surfaces isopycnes (ρ = cste) ou les isothermes (Θ = cste): on dit que le fluide est barocline. La stratification du
milieu peut être représentée par différents modèles.
• modèle barotrope: Il s’agit du cas où l’équation d’état peut être représentée par la relation ρ = ρ(P). Les
trois familles d’iso-surfaces sont alors confondues.
123
124
• modèle adiabatique: Les gaz sont de mauvais conducteurs de la chaleur, et l’on peut souvent les
représenter à l’aide du modèle adiabatique. Dans cette hypothèse, on peut écrire d’après (2.29):
δQ = ρ Cp dΘ − Θ β dP = 0
où β est le coefficient de dilatation défini par (2.38). Ainsi, en utilisant la relation de la statique,
dΘ
β
βg
dP =
dz
=
Θ adiab. ρ Cp
Cp
(11.7)
et l’on peut déterminer le profil vertical de température. En particulier, dans le cas d’un gaz idéal β = 1/Θ, et
donc:
dΘ
g
=−
dz adiab.
Cp
soit,
Θ(z) = Θo −
(˜ -0,0097 K.m-1 pour l’air sec)
g
(z − z o )
Cp
(11.8)
La température décroît effectivement (en moyenne) d’environ un degré par 100 mètres de dénivellation dans
les basses couches de l’atmosphère.
On peut alors exprimer la variation relative de pression:
dΘ
1 dP 
(12.7) a
=
Cp / R
Θ adiab. ρ Cp Θ  dΘ
 Θ 
R dP
=
⇒ P = Po 
⇒

Θ adiab. Cp P
 Θo 

P = ρ R Θ 
et finalement, en substituant l’expression (11.8) du profil de température en utilisant l’expression (2.42) du
coefficient adiabatique γ:


g
P = Po 1 −
(z − z o ) 
 Cp Θo

γ /( γ −1)
(11.9)
Ainsi, pour l’air atmosphérique, la décroissance de la pression est d’environ 1 hectopascal (1 millibar) par
100 mètres de dénivellation dans les basses couches. La variation relative de pression au voisinage du sol est
d’environ 0,012% par mètre de dénivellation; ceci justifie que l’on considère la pression comme constante en
tout point dans les réservoirs de gaz industriels.
• modèle isotherme: L’approximation Θ = Θo, peu réaliste pour les fluides géophysiques, est souvent
acceptable pour les fluides industriels. On peut alors écrire pour un gaz idéal P = ρRΘo, et
124
125
dP = − ρ g dz a
alors:


dP
g
g
=−
dz a P = Po exp  −
(z − z o ) 
P
R Θo
R
Θ

o

relation qui confirme une variation relative de pression de 0,012% par mètre de dénivellation.
11.2 Hydrostatique
11.2.1 Hypothèses de base
• Le champ des forces à distance se réduit au seul champ de pesanteur.
• La pression atmosphérique est constante en tout point du domaine considéré. Cette approximation est
correcte au 1/1000e près si les dénivellations sont inférieures à 7,5 mètres.
• La masse volumique du fluide est indépendante de la pression et de la température. Ceci est vérifié au
1/1000e près dans le cas de l’eau jusqu’à une pression de 20 bars et pour des variations de température
n’excédant pas 10 K.
11.2.2 Résultante de pression sur une paroi
Soit dS un élément de surface de la paroi d’un récipient contenant un fluide au repos dans le champ de
pesanteur. Les forces s’exerçant sur la face interne et la face externe de cet élément sont respectivement20 (voir
les notations sur le schéma):
r
r
dFl = Pl dS n
 r
r
dFg = − Po dSn
z
avec Pl − Po = − ρ g z
La résultante des forces de pression sur dS a pour expression
r r
r
r
r
dF = dFl + dFg = (Pl − Po ) dSn = − ρ g z dSn
Po
g
O
Po
dS
dF g
dF l
n
20
Rappelons la convention utilisée systématiquement en Mécanique des Fluides, qui consiste à orienter le vecteur
normal unitaire
du domaine fluide étudié . Ainsi, pour les forces de pression exercées par la paroi sur le fluide
r vers l’extérieur
r
s’écrivent: F p →f = − ∫∫ P n dS . Par conséquent les forces de pressions exercées par le fluide sur la paroi sont:
r
r
r
F f →p = − Fp →f = ∫∫ P n dS
125
126
On se propose maintenant d’exprimer la résultante des
z
g
Po
forces de pression sur une paroi de dimension finie.
O
α
Po
a) Cas d’une paroi plane
n
On considère les notations définies sur la figure ci-contre.
dz = - sin α dx
S
S
pression en ce point, il vient
r
r
F = ρ g sin α x G Sn
14243
l
(S)
nte
pe
et en notant xG l’abscisse du barycentre G de (S) et PG la
de
ran
sg
plu
de
ne
lig
sur la surface d’aire (S) s’écrit
r
r
r
F = − ρ g n ∫∫ z dS = ρ g sin α n ∫∫ x dS
dS
D’après ce qui précède, la résultante des forces de pressions
PG
x
“La pression moyenne exercée par un fluide au repos sur une surface plane est égale à la pression qui règne
au barycentre de cette surface”.
r
r
Le centre de poussée P, point d’application de la résultante F , est obtenu en exprimant le moment de F par
rapport à l’axe horizontal Oy perpendiculaire au plan xOz:
r
M =ρ g sin α ∫∫ x 2 dS = ρ g sin α I 
I

S
⇒ xP =
r
S xG

M = F x P = ρ g sin α x G S x P

où I représente le moment d’inertie de (S) par rapport à l’axe Oy. En notant IG le moment d’inertie de (S) par
rapport à l’axe horizontal passant par G, on obtient, d’après le théorème de Huyghens:
I = I G + S x G2
Par suite x P a pour expression:
xP = xG +
IG
S xG
(11.10)
qui montre, comme on pouvait s’y attendre, que le centre de poussée se situe en dessous du centre de gravité.
b) Cas d’une paroi gauche
r
Dans ce cas, les forces élémentaires dF ne sont pas parallèles entre elles. On définit alors la poussée en
projection sur un axe vertical et sur un axe horizontal.
• Poussée horizontale
dFx = − ρ g z dScos θ = − ρ g z dSx
On est donc ramené au calcul de la poussée sur une surface plane verticale.
126
127
“La composante horizontale de la force de pression sur une surface quelconque (S) est égale à la poussée
qui s’exercerait sur la projection verticale de (S)”.
? Conséquence immédiate: “La composante horizontale de la résultante de pression sur les parois d’un
récipient est nulle”; un liquide au repos ne peut pas engendrer le mouvement horizontal d’un récipient.
z
• Poussée verticale
dFz = − ρ g z dSsin θ = − ρ g z dSz
dS z
O
“La composante verticale de la force de pression sur une surface
quelconque (S) est égale au poids de la colonne verticale de liquide
limitée par la surface (S) et la surface libre".21
dF
dS x
θ
n
? Conséquence immédiate: “La composante verticale de la
résultante des forces de pression exercées par un liquide au repos sur les
g
Po
dF
dF
parois d’un récipient est égale au poids du liquide”.
11.2.3 Application à la mesure de la pression statique
a) Baromètre de Torricelli
Le baromètre de Torricelli permet de mesurer une pression absolue.
PA − PB = ρ g (z A − z B ) 
 → PA = Po = ρ g h
PB = 0

L’expérience indique que la pression atmosphérique
normale (1,013 105 Pa) vaut
Po
=10,33md'eau
ρH O g
h
2
ou
Po
ρ Hg g
vide
B
= 0, 76 m demercure
A
Po
La correspondance entre les différentes unités de pression utilisées en Mécanique des Fluides est donnée
dans un tableau à la fin de cette section.
b) Tube piézométrique
On définit une pression relative Pr en un point M quelconque comme l’écart de la pression vraie PM en ce
point et une pression de référence, en général la pression atmosphérique Po supposée constante.
21
Il s’agit d’un récipient baigné dans une atmosphère à pression constante. Dans le cas contraire, il faut évidemment
tenir compte de la différence de pression entre la face extérieure du récipient et la pression à la surface libre.
127
128
Po
Les manomètres industriels sont gradués en pression
relative.
Un dispositif simple et pratique pour mesurer la pression
relative dans un liquide consiste en un simple tube ouvert au
h
sommet et relié au réservoir du liquide (tube piézométrique)
Pr = PM − Po = ρ g h
↑
pression
absolue
M
c) Tube en U
Gaz
Il s’agit d’une variante adaptée à la mesure de la
Po
pression relative dans les gaz.
Pg
h
Pr = Pg − Po = ρ g h
La dénivellation est d’autant plus importante (lisible)
que la masse volumique du liquide utilisé est faible
Po
manomètre incliné
Gaz
La précision de la lecture peut être améliorée en
inclinant le tube d’un angle α; la sensibilité est alors
x
amplifiée d’un facteur 1/sinα.
Pg
h
α
Pr = Pg − Po = ρ g x sin α
d) Micromanomètre
Pg − Po = ρ g h
Pg
Le déplacement x est obtenu par l’écriture du
bilan de masse de part et d’autre de l’index.
h
1S
S =s x a x =
h
2
2s
s
et donc
Pg − Po = 2 ρ g x
S
Po
S
h
h/2
index
s
On amplifie ainsi la sensibilité d’un facteur 2s/S.
0
e) Unités de pression
128
x
129
• La pression a pour dimension [M.L-1.T-2]. L’unité légale est le Pascal; 1 Pa = 1 N.m-2.
On utilise aussi fréquemment le bar; 1 bar = 105 Pa.
• Dans le système CGS parfois encore utilisé, l’unité de pression est la barye; 1 barye = 1 g.cm-1.s-2.
• Nous avons vu que la pression relative lue sur un manomètre à liquide s’exprime en hauteur de ce liquide.
On transforme aisément la hauteur h de liquide en unité S.I. en utilisant la relation de l’hydrostatique: P = (ρ g) h
Le tableau ci-dessous donne les facteurs de conversion entre les différentes unités courantes.
Multiplier le nombre de →
cm d’eau
cm de
mercure
atmosphère
lb/sq. inch
(psi)
98,1
1 333
1,013 105
6,895
1
981
1,333 104
1,013 106
6,895 104
1,020 10-2
1,020 10-3
1
13,59
1 033
70,31
cm de mercure
7,50 10-4
7,50 10-5
7,36 10-2
1
76
5,172
atmosphère
0,987 10-5
0,987 10-6
9,68 10-4
1,316 10-2
1
6,805 10-2
lb/sq. inch (psi)
1,450 10-4
1,450 10-5
1,422 10-2
1,934
14,70
1
Pascal
barye
Pascal
1
10
barye
10
cm d’eau
Pour obtenir le nombre de ↓
-1
11.2.4 Phénomènes de tension superficielle
Les forces intermoléculaires sont faibles dans les gaz; elles sont même nulles si la pression est suffisamment
basse, les molécules étant alors assez éloignées les unes des autres pour que les forces soient inopérantes. Elles
sont au contraire relativement importantes dans les corps condensés dans lesquels elles assurent une forte
cohésion (liquides et solides).
Cette différence entraîne une anisotropie locale des contraintes d’origine moléculaires au voisinage d’une
interface gaz-liquide. Celle-ci est alors le siège d’une tension superficielle σ définie par analogie à la tension
d’une membrane élastique uniformément tendue.
Imaginons une coupure rectiligne de longueur l faite dans une telle membrane. Il faut exercer sur chaque
r
lèvre de la coupure une force F normale à la coupure et de module indépendant de l’orientation de la coupure.
La tension, la même quel que soit le lieu de la coupure, est par définition:
σ=F/l
[N.m-1] ≡ [Pa.m]
129
130
Pe
Considérons, par exemple, une bulle de savon. Elle est constituée d’une
double interface. Puisque cette double membrane est tendue, la pression à
Pi
l’intérieur de la bulle est supérieure à la pression extérieure (analogie avec un
R
ballon gonflé).
La force de pression exercée sur un hémisphère est (Pi − Pe ) π R 2 , où R est le
rayon de la bulle. Si l’on coupait la bulle suivant un grand cercle,
pour maintenir les deux hémisphères en contact, il faudrait exercer, de chaque lèvre des 2 interfaces (gaz
extérieur-liquide et liquide-gaz intérieur) de la coupure, une force 2 × (2π R × σ) , précisément égale à la force de
pression précédente. Ainsi:
(Pi − Pe ) π R 2 = 4π R σ
d’où
Pi − Pe =
4σ
R
(11.11)
D’une manière plus générale, si l’on considère une interface quelconque, il y a toujours accroissement de
pression quand on traverse l’interface du côté convexe vers le côté concave. On démontre (théorème de Laplace)
que cet accroissement de pression est donné par la relation:
 1
1 
Pi − Pe = σ  +

 R1 R 2 
(11.12)
où σ est la tension superficielle de l’interface (caractérisée par deux corps), R1 et R2 sont les rayons de
courbure principaux de l’interface au point considéré.
En particulier, dans le cas de la sphère, R1 = R2 = R, et l’on a:
2σ
Pi − Pe =
R
(11.13)
et pour une bulle de savon, constituée de 2 interfaces voisines (σ commun et R1 ˜ R2), on retrouve la relation
(11.11).
Quelques valeurs usuelles de la tension superficielle à 20 °C
L’air étant en contact avec le liquide, on trouve les valeurs suivantes (en N.m-1):
Eau
7,28 10-2
Alcool éthylique 2,28 10-2
Eau de savon 3,0 10-2
Mercure
Benzène
2,88 10-2
48,4 10-2
Ces valeurs varient peu avec la nature du gaz mais sensiblement avec la température.
a) Cas de trois fluides
Examinons le cas de trois fluides se raccordant selon une arête. L’équilibre d’un élément d’arête δl
r r r r
s’exprime par F12 + F23 + F31 = 0 , avec:
130
131
fluide 2
 F12 = σ12 δl

 F23 = σ23 δl
 F = σ δl
 31 31
F
F 23
12
P
Il faut, pour que l’équilibre soit réalisé, que chacun des modules des
fluide 3
fluide 1
F 31
tensions soit inférieur à la somme des deux autres. Par exemple, dans le cas
d’une goutte d’huile à la surface de l’eau:
σ eau − air = 7,510−2 N.m −1
σ eau − huile = 1,810 −2 N.m −1
σ huile − air = 3, 210 −2 N.m −1
On a donc σeau − air > σeau − huile + σhuile − air , et l’équilibre est donc impossible. La goutte d’huile va s’étaler sur
l’eau, l’aire de contact huile-air augmentant indéfiniment.
b) Cas de deux fluides et d’un solide
On admet qu’il existe, entre chacun des fluides et le solide, une tension interfaciale tangente aux surfaces de
r
r
séparation. Les forces Fls entre liquide et solide et Fgs entre gaz et solide ont nécessairement la même direction
et des sens opposés, mais leurs intensités sont ordinairement différentes.
L’équilibre de l’élément δl s’écrit donc en
Fg s
projection (figure) σ gs = σ ls + σ lg cos α . L’angle de
F lg
cos α =
gaz
δl
raccordement de l’interface liquide-gaz doit donc
satisfaire à la condition:
solide
α
liquide
Fl s
σgs − σls
σlg
Ainsi, pour qu’il y ait équilibre sur le solide, il faut que σ gs < σ ls + σ lg .
Si cette condition n’est pas satisfaite, le liquide s’étale sur le solide. On dit alors que “le liquide mouille
parfaitement le solide”. C’est le cas de certaines huiles sur du verre et des métaux.
Si la condition d’équilibre est satisfaite, deux cas sont à considérer.
131
132
• Dans le cas le plus fréquent, on a σ ls < σ gs < σ ls + σ lg , et l’angle
Flg
de raccordement est inférieur à 90°. On dit que “le liquide mouille
imparfaitement le solide”.
• Si σ ls > σ gs , l’angle de raccordement est supérieur à 90°. On dit
Fg s
132
Fl s
Flg
que “le liquide ne mouille pas le solide”. C’est le cas du mercure sur
du verre (α ˜ 135°).
α
α
Fg s
Fl s
Chapitre 12 Quelques solutions exactes de
Navier-Stokes
Les équations de Navier-Stokes sont des équations aux dérivées partielles non linéaires dont la résolution
analytique est généralement impossible. Cependant, pour certaines configurations simples, elles peuvent se
réduire à un système linéaire dont l’intégration permet d’obtenir des solutions exactes. Cette possibilité sera
illustrée sur quelques cas simples de la classe, quelque peu académique (mais fort instructive), des écoulements
parallèles22 de fluide isovolume.
Nous allons d’abord préciser ce qu’on entend par “écoulements parallèles” et montrer que les équations
prennent dans ce cas une forme particulièrement simple (§12.1). Quelques exemples de solutions analytiques
sont ensuite présentés. La comparaison de la solution obtenue pour un écoulement de fluide visqueux isovolume
dans une conduite cylindrique (§12.4) et de la réalité expérimentale sera une bonne occasion pour présenter
quelques notions élémentaires sur la turbulence des fluides (§12.5).
12.1 Les écoulements parallèles
Un écoulement est dit “parallèle” lorsqu’une seule composante du vecteur vitesse est non nulle. Toutes les
particules fluides suivent alors des trajectoires parallèles.
12.1.1 Équations pour les écoulements parallèles en canal
Considérons, à titre de premier exemple, un écoulement rectiligne parallèle à l’axe Ox dans le repère
r r r
cartésien rectangulaire (e x , ey , ez ) . Les composantes du vecteur vitesse sont:
 U = U(x, y, z, t)

V = 0
W = 0

22
Pour une présentation plus générale et plus complète des solutions analytiques des équations de Navier-Stokes, on
pourra consulter la référence [7].
134
Pour un fluide isovolume, l’équation de continuité se réduit dans
y
cette situation à:
U = U(y, z, t)
∂U
=0
∂x
g
Les profils de vitesse restent donc identiques d’une section droite à une
r
r
autre: V = U( y, z, t) ex
x
z
Considérons maintenant l’équation de quantité de mouvement en projection sur les trois axes (Annexe 1). En
uuuur
r
définissant le potentiel de pesanteur Φ par g = − grad Φ et la pression étoilée P* par P* = P + ρ Φ , il vient pour
un fluide isovolume:
 ∂2 U ∂2 U 
∂U
1 ∂P*
=−
+ν 2 + 2 
∂t
ρ ∂x
∂z 
 ∂y
∂P*
=0
∂y
(12.1)
∂P*
=0
∂z
Il apparaît que
• la pression étoilée ne peut évoluer que dans la direction de l’écoulement: P* = P*(x, t). Elle
représente la seule source de mouvement. De plus, P* varie linéairement en x; il suffit pour s’en convaincre de
dériver par rapport à x la première équation de (12.1)
• les termes inertiels non linéaires (U ∂ / ∂x + V ∂ / ∂y + W ∂ / ∂z) sont identiquement nuls.
• le transport diffusif est nul dans la direction de l’écoulement (∂ 2 / ∂x 2 = 0) . Les contraintes
visqueuses ne peuvent transférer de la quantité de mouvement que dans les directions perpendiculaires à la
direction de l’écoulement (si le cisaillement est non nul).
Nous pourrons tirer parti de ces simplifications dans les exemples de résolution d’écoulements entre deux
plaques planes (§12.2).
• Remarque 1: Si P* est constant (pression uniforme dans un fluide non pesant, ou équilibre hydrostatique),
le système (12.1) dégénère pour donner l’équation de la chaleur23:
 ∂2 U ∂2 U 
∂U
=ν 2 + 2 
∂t
∂z 
 ∂y
(12.2)
• Remarque 2: Si le mouvement est permanent (∂ / ∂t = 0) , les pressions et les tensions visqueuses dominent
seules la situation. Si ∂P* / ∂x (qui est constant rappelons-le) a une valeur connue δP*/L, le profil de vitesse
23
Ce nom vient du fait qu’il s’agit effectivement de l’équation qui traduit l’évolution temporelle de la température
2 
 2
d’une plaque plane (dans le plan yOz) par conduction de la chaleur: ∂Θ = a  ∂ Θ + ∂ Θ 
2
∂t
 ∂y
∂z2 
134
135
satisfait à une équation de Poisson:
∆U(y, z) =
δP *
µL
(12.3)
12.1.2 Équations pour les écoulements parallèles en rotation
Envisageons à présent un écoulement plan de rotation autour d’un axe Oz. Dans cette situation, il est plus
r r r
commode d’exprimer les équations de Navier-Stokes dans un repère de coordonnées cylindriques (er , eθ , ez ) .
Les composantes du vecteur vitesse sont:
 Vr = 0

 Vθ = Vθ (r, θ, z, t)
V = 0
 z
z
Pour un fluide isovolume, l’équation de continuité
g
se réduit dans cette situation à (Annexe 2):
∂Vθ
=0
∂θ
z
Vθ = Vθ (r, z, t)
θ
Les profils de vitesse sont donc identiques dans tous les
r
r
plans azimutaux: V = Vθ ( r, z, t) eθ
r
L’équation de quantité de mouvement en projection sur les trois axes s’écrit alors (Annexe 2):
 Vθ2 1 ∂P*
=

 r ρ ∂r
 ∂V
 ∂  1 ∂ (r Vθ )  ∂ 2 Vθ 
1 ∂P*
θ
=
−
+
ν

 
+ 2 
ρ r ∂θ
 ∂r  r ∂r  ∂z 
 ∂t
 ∂P*

=0
 ∂z
Il suffit de dériver l’équation de la vitesse orthoradiale par rapport à θ pour constater que ∂P* / ∂θ est
indépendant de θ; la symétrie cylindrique impose alors ∂P* / ∂θ = 0 . Ainsi P* = P*(r, t). On peut montrer par
ailleurs que Vθ ne dépend pas de z; il suffit de dériver la première équation par rapport à z et de rapprocher le
résultat de la dernière équation. Ainsi Vθ = Vθ(r, t).
Nous venons de montrer que la symétrie axiale porte à la fois sur la cinématique et sur la dynamique. Le
mouvement satisfait donc le système suivant:
Vθ2 ∂P*
=
∂r
r
∂Vθ
∂  1 ∂ (r Vθ ) 
=ν 
∂t
∂r  r ∂r 
∂ ∂
= =0
∂z ∂θ
ρ
(12.4)
135
136
Contrairement au cas d’un écoulement rectiligne, où la cinématique est couplée avec la gradient longitudinal
(constant) de pression étoilée (et ne peut être déterminée qu’avec la donnée de ce paramètre), ici la vitesse seule
est en cause dans la deuxième équation. Si, muni de conditions initiale et aux limites, on sait intégrer cette
équation, la distribution radiale de P* en résulte immédiatement selon la première équation qui exprime
l’équilibre entre force centrifuge et gradient de pression étoilée.
12.1.3 Équations pour les écoulements parallèles en conduite
Envisageons à présent un écoulement parallèle dans un conduit cylindrique rectiligne. Là encore un repère de
r r r
coordonnées cylindriques (er , eθ , ez ) est bien adapté. Les composantes du vecteur vitesse sont:
 Vr = 0

 Vθ = 0
 V = V (r, θ, z, t)
z
 z
Pour un fluide isovolume, l’équation de
r
Vz = Vz (r, θ, t)
continuité se réduit dans cette situation à:
∂Vz
=0
∂z
θ
z
Les profils de vitesse sont inchangés d’une
r
r
section droite à une autre: V = Vz ( r, θ, t) ez
L’équation de quantité de mouvement en projection sur les trois axes se réduit à:
 ∂P*
=0

 ∂r
*
 ∂P
=0

 ∂θ
 ∂Vz
 1 ∂  ∂Vz
1 dP*
=−
+ν

r
ρ dz
 r ∂r  ∂r
 ∂t
(12.5)
2
 1 ∂ Vz 
+
 2
2 
 r ∂θ 
Les trois formulations réduites que nous venons de considérer sont associées à des configurations
géométriques simples. Il convient maintenant, pour intégrer les équations et obtenir des solutions particulières,
de définir précisément les conditions initiales et aux limites, et donc de spécifier des problèmes particuliers.
12.2 Écoulements entre deux plaques planes
12.2.1 Écoulement dans un canal bidimensionnel
Nous allons traiter maintenant, à titre d’illustration, le cas de l’écoulement stationnaire (les conditions
136
137
initiales sont donc caduques) et parallèle d’un fluide visqueux entre deux plaques planes parallèles infinies et
immobiles (canal bidimensionnel infini). Dans cette configuration (axes définis sur le schéma), les effets de
bords sont repoussés à l’infini dans la direction y, et aucune force motrice n’est active dans cette direction (P* ne
dépend que de x); l’écoulement est donc indéfini dans cette direction, et ceci se traduit nécessairement par
∂ / ∂y = 0 . Les équations (12.1) se ramènent ainsi à:
µ
d 2 U dP*
=
dz 2 dx
avec U = U(z) et P* = P* (x)
Cette équation possède un premier membre qui
(12.6)
z
ne dépend que de z et un second membre qui n’est
fonction que de x. En conséquence, ces deux
membres doivent être constants. Il est alors facile
d’intégrer cette équation:
1 dP* 2
U(z) =
z + C1 z + C 2
2 µ dx
2h
x
L
x1
x2
Les conditions aux limites sont ici les conditions cinématiques d’adhérence qui expriment qu’au contact
d’une paroi un fluide visqueux a pour vitesse la vitesse de la paroi (conformément à l’analyse présentée à la fin
du §8.2.2):
U(z = −h) = 0 et U(z = h) = 0
On en déduit les constantes d’intégration:
C1 = 0 ; C 2 = −
1 dP* 2
h
2 µ dx
et l’on obtient donc un profil de vitesse parabolique:
U(z) = −
1 dP* 2 2
(h − z )
2 µ dx
(12.7)
z/h
Le gradient de pression étoilée est
nécessairement orienté vers l’amont; il est
supposé donné a priori et sa valeur
− dP* / dx = (P1* − P2* ) / L
détermine
complètement le profil de vitesse. La
viscosité équilibre le gradient de pression
qui engendre le mouvement.
1
0,5
0
2h
grad P
*
-0,5
-1
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
U/U m
137
138
Le maximum de vitesse est localisé sur le plan à mi-distance entre les deux plaques:
U m = U(0) = −
1 dP* 2
h
2 µ dx
(12.8)
La vitesse de débit par unité de largeur est donnée par:
y +1
Ud =
∫
y
Ud = −
et l’on obtient:
1 h

U(z) dz  dy

∫
 2h − h

1 dP* 2 2
h = Um
3 µ dx
3
(12.9)
Le débit-masse par unité de largeur dans une section droite est donc:
Q m = ρ U d (2h × 1) =
1 P1 − P2 2
h
3ν L
(12.10)
Le tenseur des contraintes visqueuses s’exprime simplement puisque le tenseur des taux de déformation n’a
qu’une composante non nulle:

0
 0

τij = 2 µ Dij a τij =  0
0
 *
 dP z 0

 dx

z



0 

dP*
dx
0
Le cisaillement est nul à mi-distance entre les deux plaques et maximal sur les particules fluides au contact
des parois. La contrainte visqueuse exercée par les parois sur le fluide au contact est:
r
• sur la paroi supérieure: τ z=h = τij
 0
*
r
r
  dP r
0
=
 dx h ex + 0 ey + 0 ez
z=h 
 1
 
r
• sur la paroi inférieure: τ z=− h = τij
 0
*
r
r
  dP r
0 =
h e x + 0 ey + 0 ez
z =− h 
dx
 −1
 
Cette contrainte pariétale est souvent exprimée sous la forme adimensionnelle d’un coefficient de frottement.
En prenant comme référence la pression dynamique
Cf =
1
1
2
ρ U 2d et en utilisant l’expression (12.9), on obtient:
τ
6µ
=
= 6 / Re
2
ρ
Ud h
2 ρ Ud
Le frottement pariétal est inversement proportionnel au nombre de Reynolds de l’écoulement.
138
(12.11)
139
12.2.2 Écoulement de Couette
Une variante de l’exemple précédent, appelée écoulement de Couette, est importante en théorie de la
lubrification. Il s’agit du cas où les plaques sont en mouvement relatif uniforme dans leur plan. L’équation
générale réduite (12.6) est encore valable, mais les conditions aux limites deviennent:
U(z=-h) = 0 ; U(z=h) = Uo
où Uo est la vitesse de la plaque supérieure, le repère étant lié à la plaque inférieure.
Le profil de vitesse
1 dP* 2 2 U o
U(z) = −
(h − z ) +
(z + h)
2 µ dx
2h
144
42444
3 14243
Parois fixes
(12.12)
Couette
apparaît alors comme la superposition d’un profil correspondant à un écoulement de Couette en l’absence de
gradient de pression et du profil de vitesse pour un écoulement visqueux entre deux parois fixes.
On peut introduire un gradient de pression adimensionnel Π = −
U(z) =
la forme:
h 2 dP*
et mettre la solution (12.12) sous
µ U o dx
2
Uo   z   Uo  z 
Π 1 −    +
1+ 
2   h   2  h 
La figure ci-dessous montre les profils de vitesse pour le cas Uo > 0 et pour différentes valeurs du gradient
de pression adimensionnel. Lorsque la pression est motrice (Π > 0), elle travaille dans le sens de l’entraînement
visqueux généré par la plaque mobile et la vitesse est positive dans tout l’écoulement. Pour Π = 0, on obtient un
profil linéaire induit par le seul entraînement visqueux.
Uo
z/h
1
0,5
Π = -3
0
-2
-1 -1/2
0 1/2 1
2
3
2h
-0,5
-1
-1,5
-1
-0,5
0
0,5
1
1,5
2
U/U o
Dans le cas d’un gradient de pression adverse et inférieur à -1/2, la vitesse devient négative au voisinage de
la paroi fixe; la contrainte visqueuse a alors une amplitude insuffisante pour compenser la contrainte de pression.
139
140
12.2.3 Premier problème de Stokes
Ce problème est aussi appelé, dans la littérature, problème de Rayleigh. En fait sa solution est due à Stokes.
Il s’agit du cas instationnaire représenté par la mise en mouvement d’une plaque plane infinie qui limite un
demi-espace occupé par un fluide visqueux initialement au repos. A l’instant initial to, la plaque est brusquement
mise en translation dans son plan à la vitesse uniforme Uo.
z
t = to
• Analyse cinématique et dynamique
Le fluide est initialement au repos et, d’après la condition
d’adhérence, la mise en mouvement de la plaque entraîne la
x
z
pellicule fluide au contact. Le cisaillement induit génère une
contrainte visqueuse orientée dans la direction x. C’est la seule
t > to
force motrice et le fluide ne peut se mettre en mouvement que
r
r
dans cette direction: V = U(x, y, z, t) ex . La plaque étant
r
r
indéfinie dans les directions x et y: V = U(z, t) ex . Dans ces
x
conditions, les équations du mouvement s’écrivent
Uo
 ∂U
 ∂x = 0

1 ∂P*
∂2 U
 ∂U
=
−
+
ν
 ∂t
ρ ∂x
∂z 2


*
0 = − 1 ∂P

ρ ∂u

*
0 = − 1 ∂P
ρ ∂z

(12.13)
On voit que P* ne peut dépendre que de x. De plus, puisque l’équation de continuité indique que U ne
dépend pas de x, la seconde équation impose que ∂P* / ∂x est nécessairement constant, cette constante étant
évidemment celle correspondant à la situation initiale de repos hydrostatique: ∂P* / ∂x = 0 .24
Le problème est donc réduit à la résolution de l’équation unidimensionnelle purement cinématique ( dite
équation de la chaleur)
ν
24
∂ 2 U ∂U
−
=0
∂z 2 ∂t
avec
U = U(z, t)
(12.14)
En outre, un gradient de pression étoilée non nul serait incompatible avec une configuration indéfinie dans la
direction x.
140
141
 U(z, t) = 0

 U(0, t) = U o
associée aux conditions aux limites:
pour t ≤ 0
(12.15)
pour t > 0
• Résolution
Profitons de cet exercice pour utiliser la notion d’échelle présentée au chapitre 10. La seule échelle de vitesse
évidente du problème est Uo. On peut aussi définir une échelle de longueur δ caractérisant, à un instant t,
l’épaisseur de fluide concernée par l’entraînement visqueux. Cette échelle est nécessairement construite à l’aide
de la viscosité ν:
δ ∝ νa t b
et l’homogénéité dimensionnelle impose a = b = 1/2. Nous définissons δ = 2 (ν t)1/ 2 (le facteur 2 simplifiera les
écritures), et nous cherchons donc U(z, t) sous la forme adimensionnelle:
U
= f (η)
Uo
f (0) = 1
et 
f ( +∞) = 0
avec η = z / δ
(12.16)
Les dérivées partielles de U s’écrivent maintenant
Uo η
 ∂U ∂U ∂η ∂δ
 ∂t = ∂η ∂δ ∂t = − 2 t f '(η)

 ∂U ∂U ∂η U o
=
=
f '(η)

 ∂z ∂η ∂z δ
 ∂2 U U
∂η U
 2 = o f ''(η) = 2o f ''(η)
 ∂z
δ
∂z δ
et l’équation (12.14) prend donc la forme
U
U η
ν 2o f ''(η) + o f '(η) = 0
2t
δ
Uo
[f ''(η) + 2 η f '(η)] = 0
4t
c’est-à-dire
(12.17)
f '(η) = C1 e −η
2
Une première intégration donne:
η
f (η) = C1 ∫ e − u du + C2
2
et , en intégrant une seconde fois:
0
Les conditions aux limites (12.16) permettent de déterminer les constantes:
f (0) = 1 = C2

∞
 π
2

−u2
f
(
+∞
)
=
0
=
C
1

∫0 e du + C2 = C1  2  +1 ⇒ C1 = − π



On obtient donc
f (η) = 1 −
2
η
∫e
π
− u2
du =1 − erf (η) = erfc(η)
(12.18)
0
où erf désigne la fonction d’erreur et erfc la fonction d’erreur complémentaire.
141
142
Le champ de vitesse s’exprime finalement en
fonction de la seule variable adimensionnelle de
η
2,0
1/2
η = z/2(ν t)
similitude η et prend à chaque instant le profil
1,5
simple
U
z
=1 − erf (η) avec η=
Uo
2 (ν t)1/ 2
1,0
La vitesse du fluide n’est que de 1% de celle
0,5
erfc( η)
de la plaque pour η = 2, c’est-à-dire pour
z = 2 δ = 4 (νt)1/2, et la couche “concernée” par
0,0
0,2
0,4
0,6
0,8
le mouvement de la plaque s’épaissit comme la
1,0
U/U o
racine du temps.
12.3 Diffusion d’un filament tourbillonnaire
r
Considérons maintenant l’exemple d’un écoulement plan en rotation autour de l’axe ez . Nous avons vu
(§12.1.2) que le problème est purement cinématique; il est décrit par l’équation:
∂Vθ
∂  1 ∂ (r Vθ ) 
=ν 
∂t
∂r  r ∂r 
(12.19)
et le gradient de pression étoilée, radial centrifuge, est déterminé a posteriori par:
ρ Vθ2 ∂P*
=
r
∂r
(12.20)
• Solution stationnaire
Dans le cas d’une solution stationnaire( ∂ / ∂t = 0 ), la solution est immédiate:
∂  1 ∂ (r Vθ ) 
=0 a
∂r  r ∂r 
∂ (r Vθ )
= r C1
∂r
a Vθ (r) =
C1
r+
2
{
rotation
solide
C2
r
{
tourbillon
bi dim ensionnel
La partie solide du mouvement ne présente pas d’intérêt et nous n’allons considérer que le dernier terme de
cette solution (ce qui revient à admettre que le mouvement doit être nul à l’infini; soit C1 = 0). La constante C2
peut s’exprimer en fonction de la circulation Γ sur un cercle de rayon r:
2π
Γ = ∫ Vθ (r) r dθ = 2 π C 2
0
142
a
C2 = Γ / 2 π
143
Ainsi, l’une des solutions stationnaires de l’équation (12.19) s’écrit:
Γ
Vθ (r) =
2πr
(12.21)
r
Il s’agit d’un écoulement irrotationnel, sauf sur l’axe ez où le rotationnel est infini. Notons qu’en admettant
l’existence d’une telle solution stationnaire, la viscosité est exclue du problème et l’écoulement obtenu est
dépourvu d’amortissement dissipatif. Nous allons maintenant considérer que, sauf sur l’axe r = 0, la solution
(12.21) peut représenter la condition initiale d’un problème instationnaire à solution dissipative telle que
lim Vθ (r, t) = 0
t →∞
• Solution instationnaire
L’équation pour la quantité de mouvement orthoradial
est maintenant associée aux conditions aux limites:
∂Vθ
∂  1 ∂ (r Vθ ) 
=ν 
∂t
∂r  r ∂r 
(12.22)
Γ

 Vθ (r, 0) = 2 π r

 lim Vθ (r, t) = 0
t → ∞
(12.23)
Ici encore, nous allons rechercher une solution adimensionnelle. Il est naturel de considérer comme échelle
de vitesse la vitesse locale à l’instant initial: Uo = Γ/2πr. La solution doit faire intervenir t, r et la viscosité
cinématique ν. Le seul nombre sans dimension que l’on puisse former avec ces trois quantités est η = r2/νt.
Le problème doit pouvoir se ramener à la recherche de la solution d’une équation de la forme:
Γ
Vθ =
f (η)
2πr
En substituant cette expression dans (12.22), on trouve facilement:
 ∂ 2 f 1 ∂f 
∂f
=ν  2 −

∂t
r ∂r 
 ∂r
avec, d’après (12.23):
f (η) = 1 pour η → ∞

f (0) = 0
(12.24)
(12.25)
Les dérivées partielles de Vθ deviennent:

2
 ∂f = − r f '
 ∂t
ν t2

 ∂f 2 r
 = f'
 ∂r ν t
2
 2
 ∂ f =  2 r  f '' + 2 f '


 ∂r 2  ν t 
νt
143
144
r2
[ 4 f ''(η) + f '(η)] = 0
ν t2
et, en reportant ces expressions dans (12.22), on obtient:
4 f '(η) + f (η) = C1
En dehors de l’axe singulier r = 0, une première intégration donne:
f (η) = C1 + C2 exp(− η / 4)
dont la solution est:
Les constantes d’intégration sont obtenues par les conditions aux limites (12.25):
pour η → + ∞
f (η) = 1 = C1
et
f (0) = 0 = C1 + C2
et le profil de vitesse a pour expression:
Vθ (r, t) =
Γ
1 − exp(− r 2 / 4νt) 
2πr 
(12.26)
Cette solution est due à Oseen et Hamel.
Elle est représentée à différents instants sur la
V (m/s)
θ
figure ci-contre pour un tourbillon d’eau à
20°C (ν = 1,0 10-6 m2.s-1) dont la circulation
20
t=0s
initiale est Γ = 1 m2.s-1.
15
On
voit
que
la
vitesse
s’annule
t = 15 s
instantanément sur l’axe. A un instant donné,
elle est maximale à r ˜ 2,242 (νt)1/2.
10
t = 30 s
En identifiant le “cœur du tourbillon” à la
t = 1 mn
région comprise entre l’axe et le maximum de
vitesse,
on
observe
que
son
diamètre
lieux du maximum de vitesse
t = 2 mn
5
t = 5 mn
augmente en même temps que sa vitesse de
rotation diminue (courbe en tireté).
0
0
2,5
5,0
7,5
10,0
12,5
r (cm)
A r fixé, la vitesse décroît régulièrement au cours du temps et devient moitié de la vitesse initiale à t = r2/4νln(1/2) ˜ 0,36 r2/ν.
Le rotationnel de ce champ de vitesse
> r
rot V =
r
Γ
exp(− r 2 / 4 ν t) ez
4πν t
est initialement nul partout et infini sur l’axe (filament tourbillonnaire). Aux instants ultérieur, il vaut Γ/4πνt sur
144
145
l’axe et décroît régulièrement pour s’annuler à l’infini: le tourbillon diffuse instantanément dans tout le fluide.
12.4 Écoulement de Poiseuille dans une conduite cylindrique
Nous envisageons maintenant l’écoulement parallèle et stationnaire d’un fluide visqueux incompressible
dans un tube cylindrique axisymétrique. Cet exemple de résolution analytique des équations de Navier-Stokes
est particulièrement important puisqu’il constitue un problème de base de l’hydraulique industrielle. Nous
verrons que la solution obtenue n’est correcte que dans une gamme limitée de variation du nombre de Reynolds
et cette constatation nous conduira à considérer, au moins de façon qualitative, la notion de turbulence fluide
Nous avons vu que, dans la configuration considérée, le problème se réduit à celui de la résolution de
l’équation (12.5) qui s’écrit pour un écoulement permanent
 1 ∂  ∂Vz
dP*
=µ 
r
dz
 r ∂r  ∂r
2
 1 ∂ Vz 
+
 r 2 ∂θ2 


où le gradient de P*, qui constitue la force motrice, est constant et supposé connu. Nous noterons désormais
G = - dP*/dz la chute linéique de pression étoilée; c’est-à-dire qu’entre deux sections distantes de (z2-z1) = L,
G = (P1* − P2* ) / L .
Si les conditions aux limites (la qualité de surface de la paroi du conduit) sont elles aussi homogènes dans la
direction orthoradiale, la solution doit être indépendante de θ et l’équation linaire réduite
G
∂  ∂Vz 
r
=− r


∂r  ∂r 
µ
est associée à une condition d’adhérence à la paroi:
et à une condition de vitesse axiale finie:
Vz (r = R) = 0 

Vz (r = 0) < ∞ 
(12.27)
(12.28)
• Résolution
L’intégration de l’équation (12.27) conduit immédiatement à la solution générale
G 2
Vz (r) = −
r + C1 Ln r + C2
4µ
La condition axiale impose C1 = 0, et la condition pariétale implique: 0 = −
parabolique:
Vz (r) =
G
(R 2 − r 2 )
4µ
G 2
R + C2 , d’où le profil
4µ
(12.29)
145
146
V = Vz (r) e z
τp
2R
L
P1*
P2*
z
12.4.1 Grandeurs cinématiques et dynamiques
• Vitesse maximale, vitesse de débit et débit volume
Le maximum du champ de vitesse est localisé sur l’axe de la conduite:
GR 2
Vmax = Vz (0) =
4µ
r
et, en notant n le vecteur unitaire normal à une section droite, la vitesse de débit est donnée par:
2π
R
1 r r
1
GR 2 Vmax
= ∫∫ V.n dS =
θ
=
U d déf
d
Vz (r) r dr =
2 ∫
∫
S S
πR 0
8µ
2
0
d’où l’expression du débit volume (déterminée par Poiseuille en 1840):
r r
π R4 G
Q v déf
= ∫∫ V.n dS = S U d =
8µ
S
(12.30)
(12.31)
(12.32)
On voit que la mesure de la chute linéique de pression et du débit constituent un moyen d’accéder
expérimentalement à la viscosité. Le profil de vitesse peut être écrit sous la forme


r2 
r2 
Vz (r) = Vmax 1 − 2  = 2 U d  1 − 2 
 R 
 R 
(12.33)
• Contrainte tangentielle visqueuse à la paroi
Le tenseur des taux de déformation a, dans le cas présent, une seule composante non nulle (l’expression de
ses composantes en coordonnées cylindriques est donnée en Annexe 2):
1 ∂Vz 

0
 0
2 ∂r 

Dij =  0
0
0 
 1 ∂V

z

0
0 
 2 ∂r

et la contrainte visqueuse pariétale exercée par la paroi sur le fluide s’écrit simplement:
r
r
r
GR r
r
 1 ∂Vz  r
τ r =R = 2 µ D e r = 0 e r + 0 eθ + 2 µ 
 ez = − 2 ez
r=R
2
∂
r


Le fluide au contact subit donc une contrainte retardatrice d’intensité:
G R 4 µ Ud
τp =
=
2
R
• Coefficient de frottement
146
(12.34)
147
En définissant la “pression dynamique” de référence25 par
1
2
ρ U 2d , on exprime la contrainte pariétale sous la
forme adimensionnelle d’un coefficient de frottement:
τ
µ
16
Cf = 1 p 2 = 16
=
U
ρ
ρ
D
U
Re
d
2
d
(12.35)
où Re est le nombre de Reynolds de l’écoulement construit sur le diamètre D de la conduite et la vitesse de débit.
• Force totale de frottement exercée sur une longueur L de conduite
La force visqueuse totale exercée sur une longueur L de conduite est
2π
z+L
0
z
F = ∫ R dθ
∫
τp dz = 2 π R τ p L = π R 2 G L
(12.36)
Cette force est bien sûr orientée vers l’amont; réciproquement, la force exercée par le fluide sur la paroi tend
r
r
à entraîner celle-ci dans le sens de l’écoulement: F
= F ez
fluide → paroi
12.4.2 Grandeurs énergétiques
• Dissipation volumique locale
Du point de vue énergétique, on peut expliciter la dissipation volumique intrinsèque Φ1 que nous avons
identifié comme un terme puits dans l’équation d’énergie cinétique (7.27).
2
2
 ∂V  16 µ U d 2
r
Φ1 = τ : D = 2 µ Dij Dij =µ  z  =
4
R
 ∂r 
soit, en utilisant l’expression (12.34) de la contrainte pariétale:
4 U d τp 2
r
Φ1 =
R3
(12.37)
(12.38)
• Dissipation volumique totale sur une longueur L de conduite
La quantité d’énergie cinétique dissipée par le travail des contraintes visqueuses dans un volume fluide limité
par deux sections droites distantes de L et la paroi solide s’écrit:
Φ1 L =
z+L
∫
z
R
dz ∫ Φ1 2 π r dr = 2 L π U d R τ p =
0
2L
Q v τp
R
(12.39)
ou encore, en introduisant le coefficient de frottement à l’aide de l’expression (12.34)
Φ1 L
L U d2
= 4 Cf
ρ g Qv
D 2g
(12.40)
Dans cette dernière expression, le premier membre a la dimension d’une longueur; il représente, sous la
forme d’une hauteur ∆H de fluide, la quantité d’énergie dissipée par l’action des contraintes visqueuses, et
définit, dans le langage des hydrauliciens, la perte de charge.
25
Il s’agit explicitement d’une densité volumique d’énergie cinétique. Nous verrons au chapitre 14 que cette grandeur
est représentative de la pression dynamique en un point d’arrêt de l’écoulement.
147
148
Dans la pratique de l’étude des écoulements en charge, l’usage veut qu’on utilise, plutôt que le coefficient de
frottement Cf, un coefficient de pertes de charge défini par:
λ = 4 Cf
(12.41)
La perte de charge comptée sur une longueur L de conduite prend s’écrit donc sous la forme:
∆H = λ
L U 2d
D 2g
(12.42)
dite “formule de Darcy”. Le coefficient de pertes de charge λ caractérise l’importance des pertes
énergétiques par dissipation visqueuse dans une conduite rectiligne. La solution analytique que nous avons
obtenue donne, en utilisant (12.35)
64
λ=
(12.43)
Re
12.4.3 Limites de validité
Remarque 1:
L’expression intégrale (12.42) a été établie pour une
conduite cylindrique circulaire pleinement occupée par le fluide.
Dans le cas de conduites non circulaires ou partiellement
B
A
remplies, elle reste utilisable sous réserve de substituer D par le
diamètre hydraulique Dh défini comme 4 fois le rapport de l’aire
de la section de la conduite au périmètre mouillé:
D h = 4A / P
P
On définit également le rayon hydraulique comme étant la rapport de la section mouillée B (section droite du
liquide) sur le périmètre mouillé P (périmètre de la conduite en contact avec le liquide). R h = B / P
Le rayon hydraulique est le quart du diamètre hydraulique, alors que la rayon est la moitié du diamètre. Pour
une section circulaire, le rayon hydraulique Rh vaut la moitié du rayon géométrique R : R h =
πR 2 R
=
2πR 2
Remarque 2:
Le coefficient de frottement Cf a été déterminé en supposant implicitement que la contrainte pariétale est
définie sur une paroi lisse. Dans le cas où les aspérités de paroi ont une hauteur statistique ε significative devant
le diamètre de la conduite, il est clair que le coefficient de frottement doit en dépendre. D’une manière générale
pour une conduite rugueuse, Cf doit dépendre, non seulement du nombre de Reynolds de l’écoulement, mais
aussi du paramètre ε/D caractéristique de la rugosité pariétale. Ainsi
λ = f (Re, ε / D)
(12.45)
Remarque 3:
Lorsque la conduite est courte, des effets d’entrée peuvent exister. C’est certainement le cas lorsque la
distance l entre la section considérée et l’entrée du conduit est faible devant le diamètre D, au point de mettre en
défaut l’hypothèse d’écoulement parallèle. L’expérience montre que les effets d’entrée ne jouent plus dès que
l
> 0, 058Re
(12.46)
D
148
149
zone non cisaillée
profil établi
D
z
l
La zone cisaillée, où les contraintes visqueuses sont actives, correspond au développement d’une couche
limite annulaire qui s’élargit vers l’aval.
Remarque 4:
La solution analytique λ = 64/Re est parfaitement confirmée par les mesures expérimentales en conduite lisse
tant que Re est inférieur à une valeur critique. Au-delà de cette valeur, on observe que le régime laminaire par
lignes fluides parallèles est instable. L’écoulement présente un aspect désorganisé caractéristique du régime
turbulent et la solution analytique n’est plus valable.
12.5 Notions de turbulence
12.5.1 Généralités
L’étude des écoulements turbulents a été initiée par les travaux d’Osborne Reynolds (1883) et portant
précisément sur le critère de transition du régime laminaire au régime turbulent dans un écoulement de conduite.
alimentation
Son installation expérimentale est
schématisée sur la figure ci-contre. Elle
comporte un réservoir de liquide sous
trop plein
pression contrôlée débouchant sur un
conduit cylindrique horizontal long. Un
tube mince permet l’injection d’un
colorant
filet fluide marqué
colorant permettant de visualiser un filet
fluide.
L’expérience montre que pour Re < 2000-2100 l’écoulement reste parfaitement laminaire; le filet de colorant
reste mince régulier et parallèle à la paroi et une perturbation introduite dans l’écoulement s’amortit
progressivement.
Lorsque Re est de l’ordre de 2100 à 3600, des “paquets” d’écoulement perturbé sont transportés dans la
conduite. Ces poches sporadiques de turbulence, séparées par des poches d’écoulement laminaires, sont typiques
d’un régime de transition. La mesure expérimentale du coefficient de frottement donne des résultats très
dispersés.
149
150
Pour des nombres de Reynolds plus
Ecoulement laminaire
élevés, l’écoulement devient pleinement
turbulent. Le mouvement est irrégulier et
désorganisé. Une mesure fine de la
composante axiale de la vitesse montre que
Ecoulement turbulent
des fluctuations aléatoires dans l’espace et
dans
le
temps
se
superposent
au
mouvement moyen de l’écoulement. Le
colorant est très rapidement dispersé.
La structure aléatoire spatio-temporelle d’un écoulement n’est pourtant pas un critère décisif pour lui
conférer le caractère turbulent. Certains mouvements constitués par la superposition d’un grand nombre d’ondes
ayant des vecteurs de propagation, des amplitudes et des phases différentes peuvent présenter une telle
caractéristique d’apparence aléatoire, mais décomposable en modes élémentaires associés à des déplacements
parfaitement définis des particules fluides. C’est le cas des mouvements aléatoires irrotationnels, c’est-à-dire des
r uuuur
écoulements associés à un potentiel des vitesses tel que V = grad Φ .
Les écoulements turbulents sont plus spécifiquement caractérisés à un champ de vorticité aléatoire dans
l’espace et le temps. On représente classiquement un tel écoulement comme la superposition de structures
tourbillonnaires tridimensionnelles de dimensions très différentes, associées à un processus non linéaire de
transferts d’énergie.
Pour certaines options, les écoulements turbulents font l’objet de cours spécifiques en 3ème année de la
formation ingénieur. Nous nous limiterons ici à la présentation de la solution pratique apportée par les
hydrauliciens pour les écoulements en charge. Celle-ci se révèle souvent très satisfaisante, quoiqu’elle laisse
entière la question de savoir qu’elle est la nature exacte de la turbulence... question qui est de toute façon encore
sans réponse définitive.
12.5.2 Formules empiriques pour les écoulements en conduites
Lorsque l’écoulement est bien établi, le profil de vitesse moyenne (au sens statistique) est assez bien
approché par une loi en puissance de la forme:
1/ n
r

Vz (r) = Vmax 1 − 
R


(12.47)
l’exposant étant une fonction faible du nombre de Reynolds.
150
Re = U d D / ν
4 103
2,3 104
105
1,1 106
2 106
3,2 106
n
6
6,6
7
8,8
10
10
151
Il faut bien comprendre que cette formulation empirique n’est pas utilisable d’un point de vue local. On
remarque en effet que ∂Vz / ∂r est nul à la paroi, ce qui exclut la possibilité d’en déduire la contrainte pariétale,
mais par contre, ne l’est pas sur l’axe de la conduite.
D’un point de vue global, la formule (12.47) donne cependant des résultats satisfaisants. En particulier, la
vitesse de débit est assez bien approchée:
Ud =
1
π R2
2π
1/ n
R
r

θ
d
∫0 ∫0 Vmax 1− R 
r dr a
Ud
2 n2
=
Vmax (1 + n ) (1 + 2n)
(12.48)
Pour des conduites lisses, si le nombre de Reynolds est compris entre 3400 et 105, on pourra déterminer le
coefficient de perte de charge à l’aide de la formule empirique directe de Blasius:
λ = (100Re) −1/ 4
(12.49)
Si le nombre de Reynolds est supérieur à 105, on utilisera la formule itérative de von Kármán:
1
λ
 Re λ 


10  2.51 


= 2 log
(12.50)
1,0
V z (r)/V
max
0,8
n=5
régime turbulent
n=10
Vz (r ) 
r  1/n
= 1− 
Vmax 
R
0,6
0,4
régime laminaire
Vz (r ) 
r2 
=  1 − 2 
Vmax 
R 
0,2
0,0
0,0
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
r/R
L’influence de la qualité de surface des conduites sur la dissipation d’énergie a été étudiée par Darcy puis par
Nikuradse. Dans les expériences de Nikuradse, les conduites étaient rendues artificiellement rugueuses en collant
des grains de sable calibrés sur les parois. Les rugosités relatives ε/D ainsi obtenues variaient entre 10-3 et 3,3
10-2. Dans les conduites industrielles, la qualité de surface est souvent de nature différente. On utilise le plus
souvent la formule de Colebrook:
1
λ
 2,51 ε / D 
+


10  Re λ 3, 71 


= − 2 log
(12.51)
151
152
Le diagramme de la page suivante est une traduction graphique de la relation de Colebrook. Le paramètre de
rugosité ε/D est donné pour chaque type de canalisation dans le tableau qui fait suite, mais les valeurs peuvent
varier de façon significative. De ce fait, le coefficient λ n’est jamais déterminé à moins de 5 à 10% près. De plus,
la rugosité évolue dans le temps du fait de la corrosion ou de l’encrassement26 et il faut prendre cet aspect en
considération lorsqu’on doit concevoir et dimensionner une installation qui doit fonctionner sur une longue
période de temps.
26
On trouvera dans la référence [9] des abaques donnant l’évolution de la rugosité en fonction de l’âge des conduites
pour différents types de matériaux.
152
COEFFICIENT DE PERTE DE CHARGE
λ
laminaire
λ =
10 3
Re
64
Coefficient de perte de charge
2 10 2
0,007
0,01
0,009
0,008
0,02
0,03
0,04
0,05
0,06
0,07
0,10
0,09
0,08
0,20
0,30
0,40
10 5
tuyaux lisses
ρUD
µ
10 6
10 7
λ en régime laminaire (solution de Poiseuille) et en régime turbulent rugueux (formule de Colebrook).
NOMBRE DE REYNOLDS Re =
10 4
turbulent
régime pleinement rugueux
10 8
0,00002
0,00001
0,000005
0,0001
0,00005
0,0002
0,0005
0,001
0,002
0,005
0,01
0,02
0,03
0,05
0,10
0,15
0,20
0,30
D
ε
153
RUGOSITE RELATIVE
153
transition
154
Matériaux
Acier laminé neuf
“
“ rouillé
“
“ incrusté
Acier riveté
Béton
Bois
Ciment lissé
Cuivre
Valeur de ε
(en mm)
0,045
0,25
2
1,8
0,12
0,6
0,3
0,0015
Matériaux
Fer galvanisé
Fonte nue neuve
“
“ rouillée
Fonte asphaltée
Fonte bitumée
Laiton poli
Laiton industriel
Verre
Valeur de ε
(en mm)
0,15
0,24
1,2
0,12
0,0024
0,0015
0,025
0,001
Valeurs de la rugosité ε (en mm) pour différents matériaux de revêtement intérieur des tuyaux.
154
Chapitre 13 Notions de bilans intégraux
13.1 Introduction
Les équations générales locales de la Mécanique des Fluides ont été établies au chapitre 7 à partir d’une
analyse de bilan global sur un volume de contrôle arbitraire. Nous avons souligné le caractère non linéaire et
couplé de ces équations et montré les difficultés d’aboutir, sauf dans quelques cas particulièrement simples, à
une solution locale exacte.
Nous allons revenir maintenant sur les formulations intégrales. Très souvent en effet, on peut se satisfaire
d’une solution intégrale traduisant le bilan global des grandeurs matérielles sur un domaine fluide fini. En
particulier, s’agissant des écoulements internes, il est rarement indispensable de connaître la structure fine de
l’écoulement en tous points. Il est alors judicieux de considérer l’ensemble du système fluide comme une “boîte
noire” et de tenter d’établir, entre les sections d’entrée et les sections de sortie, des relations globales sur les
grandeurs macroscopiques (débit moyen, flux moyens de quantité de mouvement et d’énergie).
L’enveloppe du volume de contrôle est constituée par des parois solides étanches et fixes (conduites,
réservoirs…) ou mobiles (tête de piston, rotor de pompe ou de turbine, pales de ventilateur ou d’hélice, machines
en général) et des sections fluides constituant les entrées et sorties du système (sections droites choisies “loin de
toute perturbation” dans une conduite), ou une région de repos hypothétique (la surface libre d’un réservoir de
“grandes dimensions” ou l’infini dans l’atmosphère). On peut considérer les surfaces mobiles en tant que telles,
mais il est souvent judicieux de les exclure artificiellement du volume de contrôle supposé fixe. On définit alors
une surface fluide fictive autour des parties mobiles (voir l’exemple représenté sur le schéma de la page
suivante), la machine étant alors représentée par ses effets intégraux sur cette surface.
156
Rappelons la forme générale de l’équation intégrale de bilan d’une grandeur matérielle de densité volumique
ρf sur un volume fluide V d’enveloppe (fermée !) S:
∂ρf
dV
( t ) ∂t
∫∫∫
V
r r
+
∫∫ ρf (V g n)dS = ∫∫∫ S dV
S (t)
V (t)
+
r r
∫∫ ϕ g n dS
S (t)
r r
r
où S(x, t) est la densité volumique de sources-puits internes pour ρf et ϕ(x, t) est le flux, sur l’enveloppe S, dû
aux sources-puits externes.
Si le volume de contrôle est fixe, et en discernant les parties de S constituées de parois solides fixes (Sp) des
sections de sortie (Ss) et d’entrée (Se) du fluide et des surfaces associées à la présence de machines
(Sm), S = Sp ∪ S s ∪ Se ∪ Sm , on peut écrire:
r r
r r
r r
∂
r r
F + ∫∫ ρf (V g n p ) dS + ∫∫ ρf (V g n s ) dS + ∫∫ ρf (V g n e ) dS = ∫∫∫ S dV + ∫∫ ϕ g n dS + Φ m
{
∂t
{
Sp
Ss
Se
(t)
Sp ∪Ss ∪Se
o
144244
3 144244
3 V14444
144244
3
4244444
3
j
l
m
k
n
où l’on a posé:
r
l’intégrale sur V de la densité volumique ρ f (x, t)
F(t) = ∫∫∫ ρf dV
V
r r
r
Φ m (t) = ∫∫ (ϕ − ρ f V) g n m dS
le résultat intégral de l’action des machines sur Sm.
Sm
(S p )
np
nm
(S m )
np
np
np
ns
flux de sortie
flux d'entrée
source ou puits
d'énergie mécanique
source ou puits
de chaleur
np
ne
(Se )
Exemple schématique d'un écoulement interne
• Remarque 1:
156
(S s )
(13.1)
157
Le terme d’instationnarité j est nul dans le cas d’un écoulement en régime permanent. C’est dans le cadre
de cette approximation que la méthode des bilans intégraux conduit à des résultats pratiques utiles. Cette
restriction soulève la question de l’applicabilité de cette méthode dans le cas des écoulements en régime
turbulent, dont nous avons évoqué le caractère intrinsèquement instationnaire. On parle alors d’écoulements
(éventuellement) stationnaires en moyenne si la mesure des grandeurs matérielles, faite sur un temps
suffisamment long devant la période typique des fluctuations turbulentes, n’évolue pas de façon notable au cours
du temps.
• Remarque 2:
Les termes k, l et m correspondent au transport advectif de la quantité ρf par l’écoulement. Les parois
r r
solides fixes constituent toujours une ligne de courant puisque la condition d’étanchéité s’écrit: Vp g n p = 0 . Le
terme k est donc identiquement nul.
Le choix des sections d’entrée et de sortie étant libre, on choisit de préférence des sections droites dans
lesquelles les filets fluides peuvent être considérés comme étant rectilignes et parallèles. Ainsi
r r
Ve g n e = − Ve < 0
r r
Vs g n s = Vs > 0
D’une façon générale, si f est la densité massique d’une grandeur, on définit le flux moyen de cette grandeur
dans une section (Se, par exemple) par
ρe f e Ve =
1
Se
∫∫ ρ
e
r r
f e Ve g n e dS
(13.2)
Se
où l’intégrale est l’intensité du débit de cette grandeur dans la section.
On pourra donc écrire:
k+ l+ m = ρs f s Vs Ss − ρe f e Ve Se
qui montre que le transport advectif intégral se réduit au bilan algébrique du débit entre la section d’entrée et la
section de sortie.
•
Remarque 3:
Le terme o exprime l’intégrale des flux sur les parois solides mobiles ou sur les surfaces fluides (Sm)
construites arbitrairement pour expulser du volume de contrôle les parois mobiles. Celles-ci sont caractéristiques
de la présence éventuelle de machines ayant une action motrice ou résistante sur le système fluide considéré. Le
terme intégral Φ m est en général déterminé à partir des caractéristiques globales de la machine (puissance
électrique associée à un rendement…)
157
158
• Remarque 4:
Les deux termes n représentent les productions ou destructions volumiques et surfaciques et dépendent bien
sûr de la grandeur f considérée. Nous allons expliciter successivement les bilans intégraux de masse, d’énergie
(chapitre 14) et de quantité de mouvement (chapitre 15).
13.2 Bilan intégral de masse
Nous partons de l’expression intégrale de l’équation de conservation de la masse dans un volume V . En
notant M la masse totale du volume fluide de contrôle, on a
r r
dM d
∂ρ
= ∫∫∫ ρ dV = ∫∫∫ dV + ∫∫ ρ (V g n) dS = 0
dt dt V
∂t
V
S
soit, pour un volume indépendant du temps:
∂
ρ dV +
∫∫
∂t ∫∫∫
V
14
4244
3 Sp ∪Ss ∪Se ∪Sm
g
M
r r
ρ V g n dS = 0
(13.3)
Le flux de masse au travers des surfaces fluides (Sm) est intégralement nul (parce qu’elles sont choisies
r r
comme telles). Par ailleurs, la condition d’étanchéité des parois solides27 impose Vp . n p = 0 . Ainsi:
g
r r
r r
M + ∫∫ ρ V g n s dS + ∫∫ ρ V g n e dS = 0
Se
Ss
D’après la définition générale (13.2), le flux moyen de masse (kg/m2/s) dans une section (Se par exemple)
est:
ρe Ve =
1
Se
∫∫ ρ
e
r r
Ve g n e dS
(13.4)
Se
où l’intégrale définit le débit masse Q (kg/s) dans la section.
On écrira donc:
g
M + Q s − Qe = 0
avec
Q= ρV S
(13.5)
np
np
np
Qe
Qs
ne
nm
ns
np
27
158
Plus généralement, cette condition d’étanchéité est applicable sur tout ou partie d’un tube de courant.
159
Cas stationnaire:
Qs = Qe = cste
(13.6)
Le débit masse est conservé entre la section d’entrée et la section de sortie; de manière plus générale, dans
un écoulement stationnaire, le débit masse se conserve dans un tube de courant.
Si, en outre, le fluide est isovolume, c’est le débit volume Qv qui se conserve:
Q = ρo U d S = cste a Q v = U d S = cste
où
Ud ≡ V =
r r
1
V g n dS est la vitesse de débit.
∫∫
S S
(13.7)
(13.8)
On voit donc que le débit moyen peut être mesuré en n’importe quelle section d’un système fluide à entréesortie. On peut, selon les installations, procéder par pesée de la masse de fluide écoulée pendant un intervalle de
temps connu, utiliser un débitmètre constitué d’une roue à aube et d’un compte-tours étalonné (système des
pompes à carburant). Nous verrons qu’on peut aussi mesurer un débit de liquide dans une conduite à l’aide d’un
Venturi, d’un diaphragme calibré ou d’un rotamètre.
159
Chapitre 14 Bilans d’énergie cinétique
14.1 Formulation générale
14.1.1 Bilan macroscopique sur un volume arbitraire
Nous partons de la formulation locale (7.27) du théorème de l’énergie cinétique, dans laquelle la dérivée
particulaire est exprimée à l’aide de l’expression (5.24), soit:
r
r r
r
r
r
∂ 1
1
2
2
 ρ V  + div  ρ V V  =ρ V g f + divτ g V − div PV + P divV − τ : D
∂t  2

2

Intégrons cette équation sur un volume fluide arbitraire Va(t) dont
r
r
l’enveloppe Sa(t), de normale extérieure n , se déplace à la vitesse Va
(figure).
r r
1

2
 dV + ∫∫ ρ V V g n dS
2

V a (t)
a (t)
144424443 S144
42444
3
j
k
∂ 1
∫∫∫ ∂t  2 ρ V
2
r r
∫∫∫ ρ V g f dV
+
r
n
Va (t)
=
Va
S a (t)
r
∫∫ (τ g V) g n dS − ∫∫
r r
r
P V g n dS + ∫∫∫ P divVdV − ∫∫∫ τ : D dV
(14.1)
144244
3 1442443 14
4244
3 1442443 14
4244
3
l
m
n
o
p
V a (t)
S a (t)
S a (t)
V a (t)
V a (t)
Examinons chacun des termes tour à tour.
• termes j et k: On peut exprimer le terme j à l’aide du théorème de transport (5.1):
g
K=
g
r r
d
∂ 1
1
1
2
2
2
 ρ V  dV = ∫∫∫  ρ V  dV + ∫∫  ρ V  (Va g n) dS
∫∫∫
dt V a ( t )  2
∂t  2
2



V a (t)
Sa (t) 
où K est le taux de variation de l’énergie cinétique dans le domaine V a . Ce terme n’est nul identiquement en
r
r
régime stationnaire que si le domaine d’intégration V a est figé ( Va = 0 ).
162
On écrira donc:
j+ k =
r r r
d
1
1
2
2
 ρ V  dV + ∫∫ ρ V (V − Va ) g n dS
∫∫∫
dt V a (t)  2
2

a (t)
14442444
3 S1444
4244443
g
flux d ' énergie cinétique
à travers l ' enveloppe S a
K
taux de var iation de
l ' énergie cinétique dansV a
• terme l: Ce terme représente la puissance des forces de volume. Dans le cas où elles se réduisent à la
r r
seule force de pesanteur (f = g) , on peut introduire le potentiel de pesanteur -gz où z est l’élévation:
r r
r uuuur
r
r
ρ V g g = − ρ V grad (gz) = − div(ρ g z V) + g z div(ρ V)
r
et, en utilisant l’équation de continuité (divρ V = − ∂ρ / ∂t) :
r r
r ∂ (ρ g z)
ρ V g g = − div(ρ g z V) −
∂t
Écrivons l’intégrale sur Va(t):
l= −
r r
∂
∫∫ ρ g z V g n dS − ∫∫∫ ∂t ( ρ g z ) dV
S a (t)
V a (t)
et exprimons le dernier terme à l’aide du théorème de transport (5.1), soit
r r
∂
d
( ρ g z ) dV = ∫∫∫ ( ρ g z ) dV + ∫∫ ( ρ g z ) (Va g n) dS
∫∫∫
dt V a ( t )
∂t
V a (t)
Sa (t)
On obtient:
l= −
r r r
d
( ρ g z ) dV − ∫∫ ρ g z (V − Va ) g n dS
∫∫∫
dt V a (t)
a (t)
144
42444
3 S1444
424444
3
g
flux d ' énergie potentielle
à travers l ' enveloppe S a
π
taux de var iation de
l ' énergie potentielle dansV a
r
r
• terme m: Ce terme traduit la puissance des contraintes visqueuses τ = τ g n sur l’enveloppe Sa
m=
∫∫
r r
τ g V dS
Sa (t)
• terme n: Puissance des forces de pression sur l’enveloppe Sa.
• terme o: Puissance de compression/détente des forces de pression dans le volume, noté Pc.
• terme p: Taux intégral de dissipation irréversible d’énergie, noté Φ1 , due au travail des contraintes
visqueuses dans le volume;.
Récapitulons:
g
g
K +π+
162
r r
r r
1
 r r r
2
ρ
V
+
ρ
g
z
(V
−
V
)
g
n
dS
+
P
V
g
n
dS
=
a


∫∫ 2
∫∫(t)
∫∫( t ) τ g V dS +Pc − Φ1

S a (t) 
a
a
14444442444444
3 S14
4244
3 S14243
j
k
l
(14.2)
163
14.1.2 Formulation pour les écoulements internes
Nous allons considérer maintenant un système fluide dont la surface de contrôle comporte :
- des surfaces d’entrée (Se) et de sortie (Ss),
Se
- des surfaces solides étanches et fixes (Sp),
Ss
Sm
- des surfaces solides mobiles (Sm) d’éventuelles
machines.
Sp
Explicitons les trois intégrales de surface de (14.2) dans cette configuration typique des écoulements
internes.
sur les surfaces d’entrée (Se) et de sortie (Ss):
sur les surfaces solides fixes (Sp):
sur les surfaces solides mobiles (Sm) :
j=
• terme j:
1
∫∫  2 ρ V
S a (t)
k=
• terme k:
∫∫
2
r r
Va = 0 ,
r r r
V = Va = 0
r r
V = Va
 r r r
1
r r
+ ρ g z  (V − Va ) g n dS = ∫∫  ρ V 2 + ρ g z  V g n dS
2


Se ∪Ss 
r r
P V g n dS =
Sa (t)
∫∫
Se ∪Ss
r r
r r
P V g n dS + ∫∫ P V g n dS
Sm
• terme l:
Dans la plupart des cas pratiques, on choisit des sections droites (Se) et (Ss) de façon que la vitesse soit
r
parallèle à la direction n . Par conséquent (si le nombre de Reynolds n’est pas trop faible) la puissance des
contraintes exercées sur ces sections est essentiellement celle des forces de pression (le terme k). On peut donc
négliger la puissance des contraintes visqueuses dans ces sections:
l=
∫∫
r r
τ g V dS =
S a (t)
∫∫
r r
r r
r r
τ g V dS + ∫∫ τ g V dS ≈ ∫∫ τ g V dS
14243
Se ∪Ss
Sm
Sm
négligeable
Introduisons ces résultats dans le bilan intégral (14.2); il vient:
g
g
K +π+
r r r
1
r r
2
 ρ V + P + ρ g z  V g n dS = ∫∫ (−P g n + τ) g V dS +Pc − Φ1
2

Se ∪Ss 
Sm
144
42444
3
Pm
∫∫
(14.3)
ou encore, en utilisant la notation (13.2) des grandeurs moyennes dans les sections d’entrée et sortie:
g
g
K + π +  1 2 ρ V 3 S + (P + ρ g z) V S = Pm + Pc − Φ1
1424
3 144444
424
3 1
424
3
424
3 1
42444444
3e 1
taux de var iationde
l ' énergiecinétique
et potentielledans
le volume
s
différencedes flux moyens
d ' énergiemécaniqueentre
la sortie et l ' entrée
puissance
fournie
ou consommée
par les machines
puissance reçue
par détente
ou perdue
par compression
(14.4)
puissance
dissipéedans
le volume
Nous allons encore réduire l’écriture du bilan en considérant le cas plus restreint des écoulements
stationnaires de fluides isovolumes.
163
164
14.2 Relation de Bernoulli pour les fluides visqueux
14.2.1 Établissement de la relation intégrale
Dans le cas d’un écoulement stationnaire de fluide visqueux isovolume (ρ = constante), le bilan intégral
r
r
d’énergie cinétique dans un domaine fixe ( Va = 0 ) se réduit à
s
 1 2 ρ V3 S + P* V S = Pm − Φ1

e
(14.5)
où nous avons utilisé la notation de pression étoilée P* = P + ρ g z.
Si P* est constant dans les sections d’entrée et de sortie, cette dernière expression prend le nom de relation
de Bernoulli “généralisée”. Nous allons voir que cette approximation est bien justifiée dans ces sections si le
nombre de Reynolds de l’écoulement n’est pas trop faible.
• Relation entre la pression étoilée et la courbure d’une ligne de courant
Si on peut négliger localement les effets visqueux l’équation locale de quantité de mouvement se réduit à:
r
uuuur
dV
ρ
= − grad P*
(14.6)
dt
Nous allons projeter cette relation sur les axes du repère local orthonormé
r r
r
r
( l,n) tel que l est tangent à la ligne de courant et n orienté vers le centre de
r
r
courbure local dans le plan osculateur (schéma). Dans ce repère V = V l et le
l
V
M
R
terme d’accélération s’écrit:
r
r
dV dV r
d l dV r V 2 r
=
l+V =
l+
n
dt dt
dt dt
R
n
C
r
où R est le rayon de courbure local. La projection de l’équation (14.6) dans la direction n est:
∂P*
V2
=−ρ
∂n
R
(14.7)
Remarquons que, dans le cas d’un fluide visqueux, les forces de frottement sont essentiellement liées au
r
cisaillement local et donc pratiquement normales à n . L’équation (14.7) reste donc encore une excellente
approximation.
Ainsi, dans la direction normale aux lignes de courant la pression étoilée varie comme l’inverse du rayon de
courbure local, les basses pressions étant vers le centre de courbure. Cette remarque justifie de choisir, pour
l’étude intégrale d’un écoulement interne, des sections d’entrée et de sortie telles que les filets fluides soient
rectilignes et parallèles. La pression étoilée est alors constante dans ces sections. C’est le cas dans les conduites
rectilignes assez loin de toute perturbation (coudes, vannes, bifurcations…).
164
165
• Coefficient d’énergie cinétique α
Il est d’usage de définir le coefficient cinétique
α=
V3
V
3
α=
, soit avec notre notation de la vitesse de débit
∫∫ V
3
dS
S
S U 3d
(14.8)
On pourra vérifier, à l’aide des résultats obtenus au chapitre 12 pour les écoulements en conduites, qu’en
régime laminaire (profil de vitesse parabolique) α = 2. En régime turbulent, le profil en loi de puissance
1/ n
r
(1 + n)3 (1 + 2n)3

.
Vz (r) = Vmax 1 −  conduit à α = 4
4 n (3 + n) (3 + 2n)
 R
Re = U d D / ν
4 103
2,3 104
105
1,1 106
2 106
3,2 106
n
6
6.6
7
8.8
10
10
α
1,08
1,06
1,06
1,04
1,03
1,03
On voit que, pour la plupart des applications industrielles, il est légitime d’approximer α ˜ 1 si le régime
d’écoulement est turbulent.
Finalement, sous réserve d’un choix judicieux des sections d’entrée et sortie, on pourra écrire la relation de
bilan d’énergie pour un écoulement interne stationnaire de fluide isovolume sous la forme:
s
 α


2
 2 ρ U d + P + ρ g z  U d S  = Pm − Φ1


e
(14.9)
• Notion de charge
En divisant par le débit masse Q = Q e = Qs = ρ U d S et par g, on obtient:
s
 U 2d P

P
Φ
+
+ z = m − 1
α
 2 g ρ g e g Q g Q
(14.10)
où chaque terme à la dimension d’une longueur:
la hauteur dynamique
la hauteur piézométrique
la hauteur géométrique ou élévation
la charge de la machine
la perte de charge
α









U d2
2g
P
ρg
z
∆H m =
Pm
gQ
∆H =
Φ1
gQ
La somme de ces trois hauteurs est appelée la
charge technique.



> 0 pour une machine motrice (pompe, ventilateur)
< 0 pour une machine résistante (turbine, éolienne)
toujours positive.
On distingue les pertes de charge qui interviennent dans les parties du volume de contrôle constituées de
segments linéaires de conduites de celles qui se produisent dans des régions où les filets fluides ne sont pas
165
166
parallèles (coudes, élargissements, rétrécissements, bifurcations, vannes, diaphragmes, crépines… toute
singularité géométrique de l’écoulement autre que celles qui correspondent aux machines). Les premières sont
appelées, notées ∆Hr, “pertes de charge régulières”, les secondes, notées ∆Hs, sont appelées “pertes de charge
singulières”.
La variation globale de la charge technique dans le volume de contrôle est donc égale à la somme algébrique
des charges fournies ou consommées par les machines diminuée de la somme des pertes régulières et des pertes
singulières:
 U d2 P
  U2 P

+
+ z − α d +
+ z  = ∑ ∆H m −∑ ∆ H r − ∑ ∆H s
α
 2 g ρ g s  2 g ρ g  e
∆H m =
a) La charge des machines ∆Hm
(14.11)
Pm
gQ
(14.12)
La puissance Pm de la (ou des) machine(s) est, le plus souvent, la grandeur à déterminer sur la base d’un
débit imposé par les exigences de service d’une installation.
b) Les pertes de charge régulières ∆Hr
Il s’agit des dissipations “en ligne”. Rappelons-en l’expression (12.42), connue sous le nom de formule de
Darcy, établie à la fin du chapitre 12:
∆H r = λ
L U d2
D 2g
(14.13)
où λ est le coefficient de pertes de charge régulières .
c) Les pertes de charge singulières ∆Hs
L’expression (14.13) n’est plus utilisable puisque la longueur L et le diamètre D ne sont plus définis. On peut
cependant utiliser une expression analogue en définissant un coefficient de pertes singulières ξ, la perte de
28
charge singulière étant exprimée comme une fraction de la hauteur dynamique de référence :
U2
∆H s = ξ d
2g
(14.14)
Le coefficient ξ est une caractéristique de la singularité. Sa valeur numérique peut parfois être calculée
analytiquement, mais le plus souvent, elle est déterminée expérimentalement. On trouvera dans la référence [8]
les valeurs de ce coefficient pour la plupart des géométries simples et des éléments normalisés de la plomberie
industrielle.
Nous donnons ci-dessous les valeurs du coefficient ξ pour quelques éléments typiques.
28
En cas d’ambiguïté, la hauteur dynamique de référence est conventionnellement exprimée (sauf mention contraire
précisée par le fabricant) à l’aide de la vitesse de débit prise en aval de la singularité .
166
167
• Élargissement brusque: Un calcul simple basé sur le bilan de quantité de mouvement (voir §15.2.2)
permet d’obtenir l’expression (15.16) de la perte de charge. En régime turbulent, celle-ci se réduit à la relation
29
(15.17) dite relation de Borda :
2
2
 S  U d1
∆H =  1 − 1 
S2  2 g
1424
3
(14.15)
ξ
S2
Lorsque S2 → ∞ , c’est-à-dire lorsque la conduite de
section S1 débouche dans un réservoir de grandes
S1
dimensions, le coefficient de perte de charge tend vers
Ud
le coefficient cinétique α1 (voir §15.2.2). Cette perte de
Ud
1
2
charge correspond à la dissipation de toute l’énergie
cinétique du fluide par les contraintes visqueuses.
• Diffuseurs: Si l’élargissement est graduel, l’élément est appelé diffuseur et la perte de charge associée peut
se mettre sous la forme:
2
2
 S1  U d1
∆H = k  1 − 
 S2 3
 2g
1424
(14.16)
ξ
S2
S1
θ
U d1
Ud
2
Le coefficient k augmente avec θ selon le tableau ci-dessous. Au-delà d’une certaine valeur de θ , le fluide
ne suit plus la paroi, il se produit un décollement et l’on est ramené au cas de l’élargissement brusque. L’angle θ
le plus favorable, réalisant une perte de charge minimale, est compris entre 6° et 8° pour S1/S2 compris entre
1/10 et 2/3. Pour θ = 8°, la longueur de cône produisant la perte minimale est de l’ordre de 7 fois la différence
des diamètres.
angle θ
5°
6°
7°
8°
10°
16°
18°
20°
30°
40°
k
0,049
0,062
0,075
0,088
0,119
0,245
0,307
0,389
0,8
0,9
29
Barré de Saint-Venant, interprétant les expériences de Borda, propose de corriger la relation de Borda en
augmentant le coefficient de perte de charge de la quantité
( )
2
1 S1
3 S2
la relation théorique (14.15). La perte de charge corrigée est donc:
de façon à compenser les approximations qui conduisent à
2
2
 S
 1  U d2
∆H =  2 −1 + 
 S1  9  2 g
167
168
• Rétrécissement brusque:
S1
Dans ce cas, un décollement se produit sur l’arête
Sc
annulaire. Les pertes de charge sont surtout associées
dans ce cas à l’écoulement en aval de la contraction. Si
Ud
Sc désigne l’aire de la section contractée, la perte de
S2
Ud
1
2
charge est exprimée par la relation:
2
2
 S
 1  U d2
2
∆H =  −1 + 
 Sc  9  2 g
1442443
(14.17)
ξ
Pour une réduction circulaire à bord franc, on prend généralement un coefficient de contraction
Cc = Sc/S2 ˜ 0,62, ce qui conduit à un coefficient de perte de charge ξ ˜ 0,5. Pour une réduction profilée:
ξ ˜ 0,04.
• Éléments divers (Re > 105):
ξ
Type d’élément
Diaphragme
s
S
(
Raccord
)()
2
s s
1+ 0,707 1− −
S S
S
s
0,04
0,1 à 0,4
T standard
1,5
1,3
Coude normalisé 90°
Retour 180°
Vanne à boisseau
Vanne papillon
168
standard
0,75 à 0,9
grande courbure
0,45
courbure raide
1,3
faible courbure
α
α
1,5
α
ξ
5°
10°
15°
20°
30°
45°
0,05
0,31
0,88
1,84
6,15
41,0
α
ξ
5°
10°
15°
20°
30°
45°
0,24
0,52
0,90
1,54
3,91
18,0
2
169
14.2.2 Exemple et interprétation graphique
Examinons le problème de la détermination de la puissance d’une pompe P à installer sur un circuit de façon
à assurer un débit d’eau Qv = 250 m3/heure sur un dénivelé ∆z = 100 m. Le circuit est constitué d’une crépine
d’aspiration, de deux qualités de conduites, de quatre coudes identiques et d’une vanne (voir la figure). Les
rugosités absolues (mm) et les coefficients de pertes singulières ont été obtenus par consultation des ouvrages
techniques (références [8] et [9]).
Nous allons utiliser la relation intégrale (14.11), mais, avant toute chose, il convient de définir le volume de
contrôle. Aux extrémités du conduit les pressions ne sont pas connues et le coefficient cinétique α est difficile à
estimer. Il est plus judicieux de considérer comme sections d’entrée et sortie les deux surfaces libres des bassins:
la pression y est constante et, compte tenu de leurs dimensions, les vitesses de débit peuvent être négligées.
Pe = Ps
Ud e ˜ 0
Ud s ˜ 0
La relation de Bernoulli se réduit donc à:
zs − z e = ∆H pompe − ∑ ∆ H r − ∑ ∆Hs
(14.18)
150m
c3
Tuyaux anciens en fonte corrodée
Diamètre intérieur: D=20 cm
Rugosité: ε=1,5 mm
c4
4,6m
Tuyaux neufs en acier
Diamètre intérieur: D=20 cm
Rugosité: ε=0,2 mm
s
f
100m
v
c1
e
4,6m
100m
300m
P
Pe
c2
Ps
crépine: ξ cr = 2
cr
Coefficients de pertes singulières:
coudes: ξ c = 0,9
vanne: ξ = 1,5
v
élargissement en sortie:
• Vitesse de débit et nombre de Reynolds:
Qv
250 / 3600
Ud =
=
= 2, 21 m.s −1
π D 2 / 4 π (0, 2) 2 / 4
a Re =
ξs = 1
ρU d D (103 ) (2, 21) (0, 2)
=
≈ 4, 42105
µ
10 −3
L’écoulement est pleinement turbulent
169
170
• Pertes de charge régulières:

ε2 0, 2 10−3
=
= 10−3

D
0, 2


Re = 4, 42 105

a ∑ ∆Hr = ∑ λ
a
Colebrook

ε1 1, 5 10−3
=
= 7, 5 10−3 
D
0, 2


Re = 4, 42 105

λ 2 ≈ 0,020
a
Colebrook
λ1 ≈ 0,035
L Ud2
100+4, 6 (2, 21) 2
300+100+150+ 4, 6 (2, 21) 2
= 0, 035
+ 0, 02
= 18,37 mètres d 'eau
D 2g
0, 2 2(9,81)
0.2
2(9,81)
1444
424444
3 144444
42444444
3
∆H r1 = 4,56 m
∆H r2 =13,81m
• Pertes de charge singulières:
U d2
∑ ∆H = ∑ ξ 2g
s
= (2 + 4 × 0,9 + 1,5 + 1)
(2, 21) 2
= 2, 02mètres d 'eau
2 (9,81)
• Charge de la pompe:
∆H pompe = z s − ze + ∑ ∆ Hr + ∑ ∆Hs =100 +18,37 + 2, 02 =120,39mètres d ' eau
La pompe doit donc développer une pression
∆Ppompe = ρ g ∆H pompe =103 × 9,81×120,39 =1,181106 Pa =11,81bars
et donc une puissance
P m = ρ g ∆H pompe Qv = ∆Ppompe Qv =1,181106 × (250 / 3600) = 8, 20 104 W
La pompe devra donc délivrer une puissance hydraulique d’au moins 82 kW pour assurer le débit exigé.
Compte tenu de son rendement (η ˜ 0,9), on choisira une pompe dont la puissance électrique est supérieure à
91 kW.
• Tracé de la ligne de charge de l’installation:
Le tracé de la charge technique le long du circuit développé permet de visualiser l’importance des pertes de
charge. On choisit en général l’origine des hauteurs géométriques à la cote de la section d’entrée du système
fluide.
La charge technique est définie par: H = α
U d2
P
+
+ z (en mètres de fluide).
2g ρg
H e = z e = 0 (en prenant comme référence de pression Pe = Ps = Patm = 0 )
2
L
4, 6

 (2, 21) 2

U
H sortie ducoude1 = H e −  ξcr + λ1 + ξc  d = 0 −  2 + 0, 035
+ 0, 9 
= − 0, 92 mètres
D
0, 2

 2g

 2 x 9,81
H entrée pompe = H sortiecoude1 − λ1
L U d2
100 (2, 21) 2
= − 0,92 − 0, 035
= − 5, 28 mètres
D 2g
0, 2 2 x 9,81
H sortiepompe = H entréepompe + ∆H pompe = − 5, 28 + 120,39 = 115,11 mètres
170
171
2
300

 (2, 21) 2
 L
U
H sortiecoude 2 = H sortie pompe −  λ 2 + ξc  d = 115,11 −  0, 02
+ 0, 9 
= 107, 41 mètres
0, 2
 D
 2g

 2 x 9,81
2
100

 2, 212
 L
U
H sortiecoude3 = H sortiecoude 2 −  λ 2 +ξ v +ξc  d = 107, 41 −  0, 02
+1, 5+0, 9 
= 104,32mètres
0, 2
 D
 2g

 2×9,81
2
150

 (2, 21) 2
 L
U
H sortiecoude 4 = H sortiecoude3 −  λ 2 + ξc  d = 104, 32 −  0, 02
+ 0, 9 
= 100, 36mètres
0, 2
 D
 2g

 2 × 9,81
2
4, 6  (2, 21) 2

 L
U
Hs = H sortiecoude 4 −  λ 2 + ξs  d = 100,36 −  0, 02
+1 
= 100, 00mètres = z s
0, 2  2 × 9,81
 D
 2g

Les résultats numériques sont regroupés dans le tableau ci-dessous. La hauteur piézométrique est déterminée
par différence entre la charge technique d’une part et les hauteurs dynamiques et géométriques d’autre part.
En fait, l’installation ne peut pas fonctionner correctement. On observe en effet que la pression absolue à
l’entrée de la pompe équivaut à une hauteur de 0,20 m d’eau, soit une pression inférieure à la pression de vapeur
saturante (0.33 m d’eau). Le phénomène de cavitation résultant conduirait à un dysfonctionnement de
l’installation.
α
U d2
(m)
2g
P
(m)
ρg
z (m)
H (m)
Pabs
(m)
ρg
Surface e
0,00
0,00
0
0,00
10,33
Crépine cr
0,25
-0,25
0
0,00
10,08
Sortie coude c1
0,25
-5,77
4,6
-0,92
4,56
Entrée pompe
0,25
-10,13
4,6
-5,28
0,20
Sortie pompe
0,25
110,26
4,6
115,11
120,59
Sortie coude c2
0,25
102,56
4,6
107,41
112,89
Sortie coude c3
0,25
-0,53
104,6
104,32
9,80
Sortie coude c4
0,25
-4,49
104,6
100,36
5,84
Extrémité f
0,25
0,00
100
100,25
10,33
Surface s
0,00
0,00
100
100,00
10,33
Les résultats sont représentés graphiquement sur la figure ci-dessous. Les pentes de la ligne de charge
permettent d’appréhender l’importance des pertes et de les localiser.
171
172
Charge technique
H (mètres d'eau)
150
150
Ps
ligne de charge
c2
c3
c4
100
hauteur
piézométrique
50
0
100
f s
z+α
U2
≈z
2g
50
e cr
0
Pe
0
100
200
300
400
500
Longueur de circuit développé (mètres)
600
700
14.3 Relation de Bernoulli pour les fluides parfaits
14.3.1 La formulation locale pour un fluide isovolume
Dans le cas de l’écoulement d’un fluide non visqueux, la relation intégrale (14.9) établie au § 14.2.1 prend
une forme locale particulièrement simple. Nous allons l’établir en partant de l’équation locale de quantité de
mouvement (7.18):
j
r
dV r 1 uuuur
1 uuur
= f − grad P + div τ
dt { ρ
ρ
{
424
3 123
k 1
j
l
m
Le terme d’accélération est exprimé sous la forme de Lamb (3.14):
r
r
dV ∂V 1 uuuur 2 uur r r
j≡
=
+ grad V + ( rot V) ∧ V
dt ∂t 2
k
r
Les forces de volume dérivent d’un potentiel Φ . Pour la seule force de pesanteur, en notant k le vecteur
unitaire vertical ascendant et z l’élévation, on a Φ = gz:
uuuur
uuuur
r
r
k = g = − g k = − g grad z = − grad (g z)
l
Si le fluide est incompressible et indilatable: ρ = constante
uuuur  P 
1 uuuur
l ≡ − grad P = − grad  
ρ
ρ
m
Si les contributions visqueuses sont négligeables devant les forces d’inertie, de gravité et de pression,
l’approximation du fluide parfait est acceptable:
172
1 uuur r
m ≡ div τ = 0
ρ
173
Dans le cadre de ces hypothèses,
- les forces de volume dérivent d’un potentiel,
- le fluide est isovolume et non visqueux,
l’équation locale de quantité de mouvement s’écrit:
r
 uur r r r
∂V uuuur  V 2 P
+ grad 
+ + g z  + (rot V ) ∧ V = 0
∂t
 2 ρ

(14.19)
r
On peut projeter cette expression sur la ligne de courant locale. Désignons par s le vecteur unitaire et ∂ / ∂s
r
∂ r uuuur
la dérivée suivant cette direction:
= s ggrad . La projection de (14.19) suivant la direction s donne:
∂s
r
 r uur r r
r ∂V r uuuur  V 2 P
sg
+ s g grad 
+ + g z  + s g [(rot V) ∧ V] = 0
4244
3
∂t
r r
 2 ρ
 14
nul puisque s et V
sont colinéaires
et, en intégrant entre deux points quelconques de la ligne de courant:
 ∂  V2 P

∂V
∫ ∂t ds + ∫  ∂s  2 + ρ + g z   ds = cste


on obtient:
 V2 P

∂V
ds
+
+ + g z  = cste

∫ ∂t
 2 ρ

(14.20)
Dans le cas particulier d’un écoulement stationnaire, la quantité entre parenthèses est constante le long d’un
filet fluide:
uuuur
r
- les forces de volume dérivent d’un potentiel g = − grad (g z)
- le fluide est isovolume ρ = constante
- le fluide est dénué de viscosité τ = 0
- l’écoulement est stationnaire ∂ / ∂t = 0
(14.21)
V2 P
+ + g z = constante sur une ligne de courant
2 ρ
n
En général la constante, que nous
direction normale à la ligne de courant est
obtenue en projetant (14.20) suivant la
r
normale n :
s
V
noterons C, change d’une ligne de courant
à une autre. La variation de C dans la
V2 P
+ + gz = C 1
2g ρ
M1
M2
Ligne de cou
rant
V2 P
+ + gz = C 2
2g ρ
V2 P
+ + gz = C 3
2g ρ
M3
173
174
 r uur r r
r uuuur  V 2 P
n g grad 
+ + g z  + n g [(rot V) ∧ V] = 0 ⇒
 2 ρ

∂C r uur r r
+ n g [(rotV) ∧ V] = 0
∂n
14.3.2 Écoulements irrotationnels de fluides parfaits isovolumes
uur r r
Le cas particulier rot V = 0 correspond à la classe, très importante en Mécanique des Fluides, des
écoulements irrotationnels. Pour ce type d’écoulements, la constante de Bernoulli est la même pour toutes les
lignes de courant:
uuuur
r
- les forces de volume dérivent d’un potentiel g = − grad (g z)
- le fluide est isovolume ρ = constante
- le fluide est dénué de viscosité τ = 0
- l’écoulement est stationnaire ∂ / ∂t = 0
uur r r
- l’écoulement est irrotationnel rot V = 0
(14.22)
V2 P
+ + g z = constante dans tout l’écoulement
2 ρ
Lorsque l’écoulement irrotationnel est instationnaire on peut encore obtenir une expression simple. Dans ce
r uuuur
cas, la vitesse dérive d’un potentiel V = grad ϕ et la relation (14.19) se réduit alors à
uuuur  ∂ϕ V 2 P
 r
grad  +
+ + g z=0
2 ρ
 ∂t

La quantité entre parenthèse est une fonction du temps uniquement:
∂ϕ V 2 P
+
+ + g z = f (t)
2 ρ
∂t
On peut encore simplifier l’écriture en posant ϕˆ = ϕ − ∫ f (t) dt . Ainsi:
uuuur
r
- les forces de volume dérivent d’un potentiel g = − grad (g z)
- le fluide est isovolume ρ = constante
- le fluide est dénué de viscosité τ = 0
uur r r
- l’écoulement est irrotationnel rot V = 0
∂ϕˆ V 2 P
+
+ + g z = 0 dans tout l’écoulement
∂t
2 ρ
174
(14.23)
175
14.3.3 Le cas des fluides barotropes
Les expressions précédentes de la relation de Bernoulli ont été obtenues dans l’hypothèse du fluide
isovolume. On peut étendre la relation de Bernoulli à des écoulements de fluides compressibles barotropes,
c’est-à-dire à des évolutions dans lesquelles la pression ne dépend que de la masse volumique: P = P(ρ).
C’est le cas, par exemple, lorsqu’on considère un gaz parfait en évolution isotherme:
P =ρ R Θ ; Θ = cons tan te
ou isentropique:
P / ρ γ = cons tan te
On peut alors écrire
uuuur  dP 
1 uuuur
grad P = grad  ∫ 
ρ
 ρ 
et les formulations (14.21), (14.22) et (14.23) deviennent respectivement:
uuuur
r
- les forces de volume dérivent d’un potentiel g = − grad (g z)
- le fluide est barotrope P = P(ρ)
- le fluide est dénué de viscosité τ = 0
- l’écoulement est stationnaire ∂ / ∂t = 0
(14.24)
V2
dP
+∫
+ g z = constante sur une ligne de courant
2
ρ
uuuur
r
- les forces de volume dérivent d’un potentiel g = − grad (g z)
- le fluide est barotrope P = P(ρ)
- le fluide est dénué de viscosité τ = 0
- l’écoulement est stationnaire ∂ / ∂t = 0
uur r r
- l’écoulement est irrotationnel rot V = 0
(14.25)
V2
dP
+
+ g z = constante dans tout l’écoulement
2 ∫ ρ
175
176
uuuur
r
- les forces de volume dérivent d’un potentiel g = − grad (g z)
- le fluide est barotrope P = P(ρ)
- le fluide est dénué de viscosité τ = 0
uur r r
r uuuur
- l’écoulement est irrotationnel rot V = 0 a V = grad ϕ
(14.26)
dP
∂ϕ V 2
+
+∫
+ g z = constante dans tout l’écoulement
∂t
2
ρ
14.4 Exemples d’application
Nous considérons ici des écoulements permanents de fluides isovolumes.
14.4.1 Écoulements par des orifices
a) Relation de Torricelli
La figure ci-contre représente l’écoulement, sous l’action de la pesanteur,
z
A
A
d’un liquide qui s’écoule d’un réservoir par un orifice de section s. On pourra
considérer que l’écoulement est stationnaire si le niveau du réservoir est
maintenu constant ou si le temps de vidange est suffisamment grand devant le
temps d’observation. Si l’on accepte l’approximation du fluide parfait, les
conditions d’application de (14.21) sont réunies et l’on peut appliquer la
relation de Bernoulli entre deux points d’une ligne de courant. Soient A un
point de la surface libre et B un point du liquide au voisinage de la section de
s
sortie, on écrira:
z
B
VA2 PA
V2 P
+
+ zA = B + B + zB
2g ρg
2g ρg
B
sc
(14.27)
On peut considérer que la pression qui règne au voisinage du jet libre est égale à celle qui règne à la surface
libre du réservoir ouvert sur l’atmosphère PA = PB.
Si la surface libre du réservoir est importante par rapport à la section de sortie, la vitesse de VA est
négligeable devant la vitesse VB. En posant zA - zB = h, on obtient la relation de Torricelli:
VB = 2 g h
176
(14.28)
177
En fait, la pression PB n’est égale à la pression atmosphérique qu’à l’interface jet30
air . La pression (étoilée si le jet n’est pas vertical) n’est constante dans toute la section
considérée que si les filets fluides sont rectilignes et parallèles. Une visualisation de
l’écoulement permettrait de voir que les lignes de courant convergent avant d’atteindre
l’orifice et leur convergence se poursuit au-delà. Le jet se contracte jusqu’à une section
s
dite section contractée (sc) pour prendre ensuite une forme sensiblement cylindrique.
sc
On appelle coefficient de contraction le rapport
Cc =
sc
s
Pour un orifice en paroi mince et un jet d’eau, l’expérience donne Cc ˜ 0,61. Le débit théorique à la sortie est
donc: Q v = s c VB = Cc s 2 g h . En fait, l’hypothèse de fluide parfait conduit à une légère surestimation de ce
débit; les frottements sur la paroi (même très mince) et sur l’air sont faibles: l’expérience indique un coefficient
cinétique α compris entre 0,98 et 1. Le débit volume à l’orifice est donc
Q v = Cd s 2 g h
où Cd = α Cc est le coefficient de débit.
b) Écoulement d’un gaz à partir d’un réservoir en surpression
La figure ci-contre représente l’écoulement d’un gaz par l’orifice
d’un réservoir dans lequel règne une pression uniforme Pint. A
l’extérieur, la pression ambiante Pext peut aussi être considérée
A
VA
comme uniforme. Si le jet est subsonique, on observe que les lignes de
courant du jet sont rectilignes et parallèles dans la zone proche; la
Pint
pression étoilée est donc invariante dans une section droite du jet:
B V
B
P ext
*
PB* = Pext
= Pext + ρ g z B .
Sur la ligne de courant entre le point A intérieur et le point B extérieur, on peut écrire:
1
1
ρ VA2 + Pint + ρ g z A = ρ VB2 + Pext + ρ g z B
2
2
En outre dans le cas des gaz, les termes ρ g z correspondant à l’énergie potentielle de pesanteur sont
négligeables devant les termes de pression et d’énergie cinétique. De plus, si le réservoir est assez grand, la
vitesse VA est faible devant VA (sauf peut-être dans la phase ultime d’une vidange complète) et l’on peut
1
négliger ρ VA2 . Dans ces conditions:
2
2(Pint − Pext )
VB ≈
(14.29)
ρ
30
Il y a en fait une très légère surpression due à la tension superficielle du liquide au contact de l’air.
177
178
Ce résultat est applicable à des écoulements de gaz si les effets de compressibilité restent faibles. Il en est
ainsi lorsque la vitesse reste très inférieure à la célérité du son c = ( γ Pext / ρ)1/ 2 . On peut considérer que c’est le
cas si le nombre de Mach de l’écoulement Ma = VB / c est inférieur à 0.2. La variation relative de densité est de
l’ordre de grandeur du carré du nombre de Mach: ∆ρ / ρ ~Ma 2 = 0, 2 2 = 4% .
Ainsi pour un écoulement d’air (γ = 1,4) à 20°C (ρ = 1,205 kg.m-3) sous la pression normale
(Pext = 1,01325 105 Pa)
c = (1, 4 × 101325 /1, 205)1/ 2 = 343,1 m / s
La vitesse maximale en sortie est donc
(VB )max = 0, 2 × 343,1 = 68, 6 m / s
correspondant à une surpression maximale dans le réservoir
1
(Pint − Pext ) max = ρ (VB )2max = 0,5 × 1, 205 × (68, 6) 2 = 2837 Pa = 0, 028atm
2
14.4.2 Pression d’arrêt
Considérons maintenant l’écoulement uniforme d’un fluide isovolume
en incidence sur un obstacle. Désignons par U8 et P8 la vitesse uniforme et
P∞
la pression à l’infini en amont (très loin de la perturbation due à l’obstacle).
A l’approche de l’obstacle, le courant fluide se divise pour contourner
U∞
A
l’obstacle. Il existe donc une ligne fluide qui sépare les particules passant
d’un côté de celles qui passent de l’autre côté du corps solide. Soit A le point (que nous supposerons fixe) où
cette ligne de séparation rencontre l’obstacle. La vitesse s’annule en ce point A appelé point de stagnation ou
point d’arrêt. Sur la ligne de courant qui passe par le point d’arrêt la relation de Bernoulli s’écrit:
1
ρ U ∞2 + P∞ + ρ g z ∞ = PA + ρ g z A
2
Si les forces de pesanteur sont négligeables (dans les gaz en général) ou si la dénivellation z ∞ − z A est faible,
on approxime:
1
PA = P∞ + ρ U ∞2
2
(14.30)
1
La pression PA définit la pression d’arrêt et l’élévation de pression PA − P∞ = ρ U ∞2 est communément
2
appelée surpression d’arrêt ou pression dynamique. Si l’on place la main de façon à intercepter un jet d’eau dont
la vitesse de moyenne est Ud = 20 m/s, la différence moyenne de pression entre les deux faces de la main est
(coef. cinétique pour un jet turbulent α ˜ 1):
178
179
1
∆P = PA − P∞ = ρ α U d2 ≈ 0,5 ×1000 × (20) 2 = 2 105 Pa ≈ 2 atm
2
Si la “surface mouillée” de la main est S = 150 cm2, la force correspondante sera
F = ∆P S = 2 105 × 150 10 −4 = 3000 N
soit une force équivalant au poids d’une masse de plus de 300 kg. Pour un jet d’air de même vitesse, la
surpression d’arrêt n’est que de
(∆P)air =
ρair
1, 205
(∆P)eau =
× 2 105 ≈ 241Pa
ρeau
998, 2
soit, pour la même main, une force équivalant au poids d’une masse de moins de 370 grammes.
On comprend pourquoi les jets d’air ne sont pas utilisés pour disperser une manifestation. Soulignons encore que
l’application de la relation (14.30) a un gaz n’est justifiée que si les effets de compressibilité sont négligeables
(Ma << 1).
14.4.3 Mesures de la pression dans un écoulement
• Mesure de la pression d’arrêt
Le résultat précédent peut être exploité en disposant au point d’arrêt d’un obstacle un orifice relié par un
conduit mince à un capteur de pression (un tube manométrique par exemple). On peut ainsi mesurer la pression
d’arrêt PA. Une telle sonde est appelée tube de Pitot.
P∞
U∞
A
Patm
PA
• Mesure de la pression statique
La pression thermodynamique dans un fluide en mouvement est, par définition, celle qu’indiquerait un
manomètre qui se déplacerait à la vitesse du fluide. Cette définition explique pourquoi cette pression est souvent
appelée pression statique. La figure ci-dessous présente un dispositif qui, bien qu’en déplacement relatif par
rapport au fluide, permet de mesurer la pression statique. Le dispositif est constitué d’un orifice, sans saillie ni
bavure, percé dans une paroi parallèle à la vitesse de l’écoulement, et relié à un capteur de pression.
179
180
P∞
Si l’orifice est suffisamment petit, l’expérience montre qu’il
existe un fluide mort à l’intérieur du trou. Les lignes de
courant, dans la zone de passage au voisinage immédiat de
l’orifice sont, comme dans la couche limite le long de la paroi
Patm
P∞
plane, parallèles aux lignes de courant au loin de l’obstacle. De
ce fait, la pression dans le trou est la même que dans
l’écoulement non perturbé (P8 ).
Très souvent les mesures de pression d’arrêt et de pression statique sont effectuées simultanément à l’aide
d’une seule sonde dite sonde de Prandtl. Cette sonde est constituée d’un tube cylindrique profilé pour éviter le
décollement de l’écoulement au voisinage du bord d’attaque, et percé de plusieurs orifices latéraux permettant la
mesure de pression statique.
Po
L’orifice
d’arrêt
et
les
orifices
Uo
latéraux sont reliés à un manomètre
ρo
d
0,3 d
A
0,1 d
différentiel. Si la sonde est placée dans la
direction dans une région où la vitesse et
3d
10 d
la pression sont uniformes, la mesure de
la différence entre la pression d’arrêt PA
et la pression statique Po est donnée par
Po’
la relation de Bernoulli:
h
1
PA − Po = ρo U o2
2
ρl
PA’
et conduit à la connaissance de la vitesse
Uo .
La sonde de Prandtl, associée à un manomètre différentiel est donc un vélocimètre. La vitesse est déterminée
par

ρl − ρo

gh
 a Uo = 2
ρo

PA ' − Po ' = ρl g h = PA − Po + ρo g h 
Uo =
2 (PA − Po )
ρo
(14.31)
La mesure n’est strictement correcte que si l’axe du tube est parallèle à la vitesse, mais l’utilisation de
plusieurs trous latéraux rend la sonde assez peu sensible aux faibles inclinaisons: elle reste exacte à 1 % près
pour une inclinaison de 15 degrés.
180
181
14.4.4 Mesures des débits
a) Venturi
Dans un tube de courant d’un écoulement subsonique, la vitesse de débit augmente lorsque la section
diminue, alors que la pression diminue en même temps que la section. Le débitmètre Venturi utilise ces résultats.
Considérons maintenant l’écoulement permanent d’un fluide incompressible non visqueux dans le conduit
d’axe horizontal et de section lentement variable représenté sur la figure. La relation de Bernoulli (version fluide
parfait) s’écrit, entre deux points de la ligne de courant axiale:
1
1
ρ VA21 + PA1 = ρ VA22 + PA2
2
2
(14.32)
Si on accepte l’hypothèse du fluide parfait, la condition d’adhérence à la paroi est relaxée et ce modèle
conduit à considérer que le profil de vitesse doit être uniforme dans une section droite de section constante ou à
31
un col. Dans ces conditions, la vitesse axiale est égale à la vitesse de débit , et la conservation du débit entre les
sections (1) et (2) donne:
ρ VA1 S1 =ρ VA2 S2
(14.33)
En éliminant VA1 entre ces deux dernières relations, on exprime VA2 en fonction de la chute de pression
(PA1 − PA2 ) :
1/ 2
 2 (PA − PA ) 
1
2

VA2 = 
2
ρ


−
1
(S
/
S
 
2
1)  

(14.34)
(1)
S1
A1
VA
1
(2)
ρ
S2
A2
VA
2
B2
B1
C2
h
C1
ρl
31
C’est pourquoi les coefficients cinétiques α ont été pris égaux à 1 dans (14.32).
181
182
Il reste à déterminer la chute de pression entre les deux sections. Examinons la possibilité d’appliquer la
relation de Bernoulli successivement entre les points A1 et B1, B1 et C1, C1 et C2, C2 et B2, B2 et A2. L’analyse
est synthétisée dans le tableau ci-dessous.
Bernoulli entre:
A1 et B1
B1 et C1
C1 et C2
C2 et B2
B2 et A2
Écoulement
localement
irrotationnel
OUI
OUI
OUI
OUI
OUI
écoulement
uniforme
repos
repos
repos
VB1 = VC1 = 0
VC1 = VC2 = 0
VC2 = VB2 = 0
écoulement
uniforme
PA*1 = PB*1
PB*1 = PC*1
PC*1 = PC*2
PC*2 = PB*2
PB*2 = PA*2
lignes de courant
rectilignes et
parallèles
repos
repos
repos
lignes de courant
rectilignes et
parallèles
justification:
VA1 = VB1
Pressions
justification:
VB2 = VA2
On remarque que B1 est un point singulier où apparaît une discontinuité de vitesse (mais pas de discontinuité
de pression). Ceci est une conséquence de l’hypothèse de fluide parfait et de la condition de glissement qui en
résulte à la paroi. Ainsi, VB1 est pris égale à la vitesse axiale VA1 en appliquant la relation de Bernoulli entre A1
et B1, mais prise égale à 0 en appliquant la relation de Bernoulli entre B1 et C1. Notons qu’il n’est pas légitime
d’appliquer la relation directement entre A1 et C1 puisque l’écoulement est localement rotationnel au passage de
32
la discontinuité .
L’application de la relation de Bernoulli successivement entre chacun des couples de point voisins le long du
manomètre différentiel conduit à
PA1 − PA2 = ( ρl −ρ) g h
(14.35)
Finalement, la substitution dans (14.34) donne
1/ 2
 2 (ρ − ρ)

gh
l

VA2 = 
ρ
1 − (S2 / S1 ) 2  


(14.36)
La mesure du débit est donc obtenue par simple lecture de la dénivellation dans le manomètre. Même si la
perte de charge est faible dans le convergent, les approximations faites entraînent une surestimation de quelques
% du débit et il convient donc d’étalonner le débitmètre Venturi par mesure directe et d’introduire un coefficient
correcteur Cq. L’expression du débit masse réel est finalement:
1/ 2
 2 (ρ − ρ)

gh
l

Q = C q ρ S2 
ρ
1 − (S2 / S1 ) 2  


32
182
Ces remarques valent évidemment aussi bien à la section (2).
(14.37)
183
b) Rotamètre
Un rotamètre est un débitmètre constitué d’un tube vertical transparent faiblement conique et d’un flotteur.
C’est la position verticale du flotteur dans l’écoulement qui permet la détermination du débit. Pour accroître la
stabilité du flotteur on le munit de rainures inclinées par rapport à son axe; le fluide en mouvement lui donne
ainsi un mouvement de rotation autour de cet axe, d’où le nom de rotamètre.
Si ∆P représente la chute de pression entre l’amont et l’aval, Sf la section maximale du flotteur, Vf son
volume et ρf sa densité, on exprime l’équilibre vertical en écrivant
− ∆P Sf = ( ρf − ρ) gV
(14.38)
f
Soit s(z) = S(z) - Sf l’aire de la section annulaire de passage du fluide. La vitesse de débit est donnée par
33
l’expression suivante semblable à (14.34) établie pour le Venturi:
1/ 2
 2 (− ∆P) 

Ud = 
 ρ 1 − (s / S) 2  
(14.39)
z
La substitution de l’expression (14.37) de ∆P donne
 ρ −ρ
Vf
U d =  2g f
ρ 1 − (s / S)2  Sf

1/ 2



Sf
(14.40)
s
Comme précédemment, les erreurs induites par les hypothèses du
S
ρ
f
calcul sont corrigées par l’utilisation d’un coefficient de débit Cq
obtenu par étalonnage. Le débit masse réel est donc donné par une
expression très semblable à (14.37):
Q = Cq ρ
g
1/ 2
s
1/ 2
1 − (s / S) 2 
 ρf −ρV f 
 2g

ρ Sf 

(14.41)
ρ
Ainsi Q est une fonction de s(z) et de s(z)/S(z) donc de la position
verticale z du flotteur dans le tube. On peut graduer le tube pour
permettre une lecture directe du débit.
33
Un calcul détaillé est présenté dans le polycopié de Travaux Pratiques de Mécanique des Fluides de 1ère année. On
y présente également la méthode qui permet d’utiliser un diaphragme comme débitmètre.
183
184
c) Diffuseurs
La
puissance
d’une
turbine
est
sortie de turbine
proportionnelle à la différence de pression
z sortie
(Pentrée-Psortie). Pour une alimentation donnée
S
(hauteur d’eau au-dessus de la turbine), c’esth
à-dire Pentrée fixée, la puissance récupérée est
plus impotante si on peut diminuer Psortie.
0
Au lieu d’évacuer l’eau en sortie de
turbine par un jet libre dans l’atmosphère
(Psortie = Patm), jet qui s’écoulerait ensuite dans
un cours d’eau récepteur (canal de fuite), on
D
zd
dispose un diffuseur qui permet d’abaisser la
canal de fuite
pression de sortie (Psortie < Patm).
Un diffuseur est un élément de conduit dont la section augmente de façon progressive. Considérons un
diffuseur qui débouche sur un canal de fuite comme présenté sur la figure. Dans l’approximation du fluide
parfait, l’application de la relation de Bernoulli entre la section S de sortie de la turbine et la section D
d’échappement s’écrit:
1
1
2
ρ Vsortie
+ Psortie + ρ g z sortie = ρ Vd2 + Pd + ρ g z d
2
2
(14.40)
2
Si la section de sortie est très largement dimensionnée on peut négliger Vd2 devant Vsortie
. On peut aussi
supposer (en première approximation) que z d ≈ 0 et que Pd ≈ Patm . La relation de Bernoulli se réduit alors à
1

2
Psortie ≈ Patm −  ρ Vsortie
+ρg h 
2

(14.41)
Ainsi, la pression à l’entrée du diffuseur est inférieure à la pression atmosphérique de la quantité
1
2
ρ Vd2 + ρ g h . En l’absence de diffuseur, l’échappement se ferait à l’air libre à une hauteur h au-dessus du canal
de fuite. On perdrait alors toute l’énergie cinétique de l’eau à la sortie S et l’énergie potentielle correspondant à
la chute de hauteur h. Le diffuseur permet d’obtenir une dépression en sortie de turbine et d’éviter ainsi ces
pertes.
Ssortie

 Vd = S Vsortie ≠ 0
d

Le résultat (14.41) est assez approximatif puisqu’on a en fait :  z d = −1×1/ 2 diamètre vertical du diffuseur (< 0)
P = P − ρ g z > P
atm
eau
d
atm
 d

En outre, la perte de charge ∆H dans le diffuseur a été négligée comme tenu de l‘hypothèse de fluide parfait.
Sans ces approximations, on obtiendrait :
184
185
2
1

 Sd2 − Ssortie

2
Psortie = Patm −  ρeau Vsortie
+
ρ
gh
H
+∆


eau
E5
F

Sd2
 2
 >0


E555555555555555555555555555F55
<0
Il faut donc que ∆H soit faible (faible longueur de conduite entre la sortie de turbine et le diffuseur) et
Sd2
2
>> Ssortie
. Le mieux est d’utiliser un diffuseur de forme oblongue comme celui-ci :
Turbine
S
zs
z=0
h
zd
Il faut s’assurer qu’aucun décollement n’a lieu dans le diffuseur; l’augmentation de section doit donc être
très progressive. De plus, comme toujours en présence d’une dépression dans un liquide, il faut vérifier que la
pression reste partout supérieure à la pression de vapeur saturante à la température de fonctionnement. Dans le
cas contraire un phénomène de cavitation entraînerait une discontinuité de l’écoulement et un dysfonctionnement
du diffuseur.
185
Chapitre 15 Bilans de quantité de mouvement
15.1 Théorème des quantités de mouvement pour les écoulements
stationnaires isovolumes
Nous allons d’abord présenter l’expression générale du bilan macroscopique de quantité de mouvement
applicable à tous les écoulements stationnaires de fluides isovolumes.
La relation intégrale que nous allons obtenir est particulièrement importante puisqu’elle permet de
déterminer les efforts qu’exerce un écoulement sur un obstacle ou sur les parois d’un conduit, ou
réciproquement, les efforts exercés par une paroi solide sur le fluide au contact. Quelques illustrations sont
données au §15.2
15.1.1 Établissement de la relation intégrale
Nous partons de la forme locale générale (7.18) de l’équation de quantité de mouvement, dans laquelle la
dérivée particulaire est exprimée à l’aide de l’expression (5.24), soit:
r
uuur
r uuuur
r r
∂ρ V
+ div(ρ V g V) =ρ f − grad P + div τ
∂t
r
Intégrons cette équation sur un volume fluide fixe V. Soit n la normale extérieure de l’enveloppe S de ce
volume de contrôle.
r
r
r r r
∂ρ V
r
r
dV + ∫∫ (ρ V) V g n dS = ∫∫∫ ρ f dV − ∫∫ P n dS + ∫∫ τ g n dS
∫∫∫
∂
t
V
S
V
S
S
(15.1)
Pour un écoulement stationnaire d’un fluide isovolume la relation intégrale (15.1) se réduit à:
ρ
∫∫
Se ∪Ss
r r r
(V) V g n dS
= −
∫∫
Se ∪Ss ∪Sp
r
r
P* n dS + ∫∫ τ g n dS
Sp
où la force de gravité a été intégrée dans P*.
Un exemple de mise en œuvre de cette équation est présenté au § 15.2.2.
(15.2)
188
15.1.2 Cas particulier des écoulements internes
Nous partons de la forme locale générale (7.18) de l’équation de quantité de mouvement, dans laquelle la
dérivée particulaire est exprimée à l’aide de l’expression (5.24), soit:
r
uuur
r uuuur
r r
∂ρ V
+ div(ρ V g V) =ρ f − grad P + div τ
∂t
np
Intégrons cette équation sur un volume fluide fixe V.
r
Soit n la normale extérieure de l’enveloppe S de ce
Ss
Se
V
volume de contrôle (figure).
ns
ne
r
r r r
∂ρ V
dV + ∫∫ (ρ V) V g n dS
∫∫∫
∂t
V
S
14
4244
3 144244
3
j
k
=
r
r
r
− ∫∫ P n dS + ∫∫ τ g n dS
V
S
S
14243
1
424
3 1
424
3
l
m
n
∫∫∫ ρ f dV
(15.3)
r
gr
r
∂ρ V
∂
• terme j: Comme le volume V est fixe: j = ∫∫∫
dV = ∫∫∫ ρ V dV noté P , est la variation de la
∂t
∂t V
V
r
quantité de mouvement P attachée au volume V. Ce terme est nul en régime stationnaire.
• terme k: Le flux de quantité de mouvement est identiquement nul à travers une ligne de courant
r r
(V g n = 0) ; cette condition d’étanchéité s’applique aussi sur les parois solides non poreuses. Ainsi:
r r r
r r r
r r r
r r r
k = ∫∫ (ρ V) V g n dS = ∫∫ (ρ V) V g n e dS + ∫∫ (ρ V) V g n s dS + ∫∫ (ρ V) V g n p dS
{
S
S
S
S
e
s
p
nul
ou encore, en utilisant la notation (13.2) pour les flux moyens dans les sections (Se) et (Ss)
r r r
r r r
k = (ρ V) V g n e Se + (ρ V) V g n s Ss
• terme l: Ce terme désigne la résultante des forces à distance s’exerçant sur V, c’est-à-dire le poids de la
masse M du fluide dans le volume de contrôle:
r
r
r
l = ∫∫∫ ρ g dV = g ∫∫∫ ρ dV = M g
V
V
• terme m: Il représente la résultante des forces de pression sur l’enveloppe S. Explicitons, pour les
écoulements internes, les résultantes partielles sur les sections d’entrée (Se) et de sortie (Ss) du système fluide et
188
189
sur les parties solides (Sp) de l’enveloppe:
r
r
r
r
m = ∫∫ P n dS = ∫∫ P n e dS + ∫∫ P n s dS + ∫∫ P n p dS
S
Se
Ss
Sp
ou encore, en définissant la moyenne des forces de pression dans les sections (Se) et (Ss)
r
r
r
m = P n e Se + P n s Ss + ∫∫ P n p dS
Sp
• terme n: Ce terme est la résultante des contraintes visqueuses sur l’enveloppe S.
Très généralement l’action des contraintes visqueuses sur les sections d’entrée-sortie ( Se et Ss ) est très
négligeable devant leur contribution intégrale sur les parois solides. On pourra donc approximer:
r
r
n = ∫∫ τ g n dS ≈ ∫∫ τ dS
S
Sp
Il reste à reporter tous ces résultats dans le bilan intégral (15.3); il vient:
gr
r r r
r r r
P + (ρ V) V g n e Se + (ρ V) V g n s Ss
r
r
r
r
r
= M g − P n e Se − P n s Ss + ∫∫ τ dS − ∫∫ P n p dS
p
p
144
42444
3
r
S
S
Fp →f
r
En notant Fp →f la résultante des forces exercées par les parois sur le fluide, on obtient:
r r
r r
 (ρ V) V g nr e + P nr e  Se +  (ρ V) V g nr s + P nr s  Ss




gr
r r
= M g + Fp → f −P
Si on choisit, contrairement à la convention usuelle, d’orienter les normales dans le sens de l’écoulement,
r r
r r
V g n e = − Ve et V g n s = Vs , et l’on peut écrire finalement:
r s
 ρ V2 + P S N

e
(
)
gr
r r
= M g + Fp →f − P
(15.4)
VALABLE UNIQUEMENT POUR LES ECOULEMENTS INTERNES
r
où, pour éviter toute confusion, on note N les vecteurs unitaires orientés dans le sens de l’écoulement. Cette
relation constitue la forme intégrale du théorème d’Euler.
Cas des écoulements internes stationnaires de fluides isovolumes
gr
r
Si maintenant on considère la forme (15.4), l’hypothèse de stationnarité impose que P = 0 , et puisque la
masse volumique est constante
r s
 ρ V2 + P S N 

e
(
)
r r
= M g + Fp → f
(15.5)
189
190
boîte
noire
Ne
Ss
Se
ne
Ns
ns
np
• Pression moyenne dans les sections d’entrée-sortie
Les filets fluides étant localement rectilignes et parallèles dans les sections d’entrée-sortie, la pression étoilée
y est invariante. Dans la section (Se) par exemple:
P e = P* − ρ g z = P*
e
e
− ρ g z e = Pe
où Pe est la pression prise au centre de la section.
• Coefficient cinétique β
Il est d’usage de définir le coefficient cinétique
β=
V2
V
2
β=
, soit avec notre notation de la vitesse de débit
∫∫ V
2
dS
S
S U d2
(15.6)
On pourra vérifier, à l’aide des résultats obtenus au chapitre 12 pour les écoulements en conduites, qu’en
régime laminaire (profil de vitesse parabolique) β = 4/3. En régime turbulent, le profil en loi de puissance
1/ n
r
(1 + n) 2 (1 + 2n)2

.
Vz (r) = Vmax 1 −  conduit à β = 2
2 n (2 + n) (2 + 2n)
 R
Re = U d D / ν
4 103
2,3 104
105
1,1 106
2 106
3,2 106
n
6
6,6
7
8,8
10
10
β
1,03
1,02
1,02
1,01
1,01
1,01
On voit que, pour la plupart des applications industrielles, il est légitime d’approximer β ˜ 1 si le régime
d’écoulement est turbulent.
Finalement, sous réserve d’un choix judicieux des sections d’entrée et sortie, on pourra écrire le bilan
intégral de quantité de mouvement pour un écoulement interne stationnaire de fluide isovolume sous la forme:
190
191
r
r
( ρβ U d2 + P ) S N  − ( ρβ U d2 + P ) S N 

s 
e
r r
= M g + Fp →f
(15.7)
ou encore, en introduisant le débit masse Q = ρ Ud S
r
r
( β U d Q + PS) N  − ( β U d Q + PS) N 
s
e
r r
= M g + Fp →f
(15.8)
VALABLE UNIQUEMENT POUR LES ECOULEMENTS INTERNES, STATIONNAIRES ISOVOLUMES
r
r
Cette relation permet, par exemple, de déterminer la force exercée par un fluide sur une paroi: Ff → p = − Fp →f
15.2 Exemples d’application
15.2.1 Poussée dans un coude
On cherche à déterminer, la force exercée sur un coude 90° réducteur horizontal par un écoulement d’eau
(isovolume) en régime permanent.
Ns
Il convient d’abord de choisir correctement
S e = 0,04 m 2
le volume de contrôle pour pouvoir appliquer
S s = 0,01 m
l’équation intégrale de quantité de mouvement
Ss
2
3
Q v = 0,2 m /s
établie au § précédent.
P e = 8 bars
Les sections d’entrée et de sortie de la
“boîte noire” doivent être prises suffisamment
j
g
k
i
Ud
s
loin du coude pour s’assurer que les filets
fluides sont rectilignes et parallèles entre elles.
Dans ces conditions, la pression étoilée est
Ud
Se
e
constante dans chacune de ces sections et les
contraintes visqueuses y sont négligeables
Ne
devant les forces de pression.
np
Il s’agit d’un écoulement interne et la
relation (15.8) est alors directement utilisable:
r
r
r
r
Ff →p = M g + βe U de Q + Pe Se N e − ( βs U ds Q + Ps Ss ) N s
(
)
r
r
r
r
Ff →p est la force exercée par le fluide sur le coude: Ff → p = − ∫∫ ( τ − P n p ) dS ,
Sp
où
M est la masse de fluide entre les sections d’entrée et de sortie,
Pe et Ps sont les pressions sur le plan horizontal médian respectivement en (Se) et (Ss ).
191
192
Projetons sur les 3 axes:
r
sur i : Fx =βe U d Q + Pe Se
e

r
sur
j
:
F
U
=
−
β

y
s
ds Q − Ps Ss
r

sur k : Fz = − M g
Q
0, 2

−1
 U de = ρ S = 0, 04 = 5ms

e
• Le bilan de masse s’écrit: Q = ρ Se U de = ρ Ss U ds a 
 U = Q = 0, 2 = 20ms −1
 ds ρ Ss 0, 01
(15.9)
(15.10)
1/ 2
1/ 2

U de ( 4Se / π )
5 ( 4 × 0, 04 / π )
 Ree =
=
=1,1310 6

10−6
ν
Les nombres de Reynolds sont: 
1/ 2
1/ 2
U ds ( 4Ss / π )
20 ( 4 × 0, 01/ π )

=
= 2, 26 106
 Res =
10−6
ν

L’écoulement étant pleinement turbulent, on prendra βe = βs = 1.
• La relation de Bernoulli, appliquée entre (Se) et (Ss) sur la ligne de courant horizontale médiane, donne:
ρ
Ve2
V2
+ Pe = ρ s + Ps
2
2
Pour un écoulement turbulent, on peut utiliser (12.48):
et l’on prendra ici n = 10 a
U de
Ve
=
U ds
Vs
=
Ud
2 n2
=
Vmax (1 + n ) (1 + 2n)
V2 2
V2 2
2 n2
= 0,87 ⇒ e ≈ U 2de et s ≈ U d2s
(1 + n ) (1 + 2n)
2 3
2 3
La relation de Bernoulli donne donc:
(
2
Ps = Pe − ρ U d2s − U d2e
3
)
a
Ps = 5, 5 105 Pa
(15.11)
• La substitution des expressions (15.10) et (15.11) dans (15.9) donne, dans le plan horizontal:

ρ Q 2v
+ Pe Se
 Fx =
Fx = 3, 3 104 N
Se

, soit numériquement: 

4
2
Fy = − 0,95 10 N
F = −  ρ Q v + P S 

s s
 y
 Ss


• Remarque 1: Dans le cas d’un coude à section constante, la vitesse de débit est conservée et (15.11) se
ρ Q2v
+ PS = − Fy .
réduit à Pe = Ps. On trouve alors Fx =
S
192
193
• Remarque 2: En prenant n = 10, nous avons considéré que les profils de vitesse turbulente, dans les
sections (Se) et (Ss), suivent la loi empirique de puissance (12.47). Ceci peut nous permettre d’estimer (de façon
très approximative) le coefficient de perte de charge ξ dans le coude. Il suffit d’écrire la relation intégrale de
Bernoulli sur le tube de courant entre (Se) et (Ss):
αe
U d2e
2g
+
U d2
Pe
P
= α s s + s + ∆H e → s
ρg
2g ρ g
avec α e = αs ≈1 et ∆H e →s = ξ
U 2ds
2g
soit:
(
1
Ps = Pe − ρ (1 + ξ) U d2s − U d2e
2
)
dont la comparaison avec (15.11) conduit à:
1  S2 
ξ =  1 − s2  a ξ ≈ 0,31
3  Se 
15.2.2 Perte de charge dans un élargissement brusque
Considérons deux conduites cylindriques de section (S1) et (S2) raccordées sur le même axe et telles que
S2 > S1. L’expérience montre que l’écoulement se sépare sur l’arête annulaire du raccordement. Dans la région
décollée, on observe la formation d’un tourbillon torique qui induit une perte de charge. A une distance
l ˜ 20 D2, la perturbation est “oubliée” et l’écoulement est à nouveau établi (le profil de vitesse n’évolue plus).
np
S1
S2
*
P1
n1
Ud
Ud 2
1
n2
D1
np
D2
Pour calculer la perte de charge dans cette singularité, et le coefficient associé, nous allons écrire les bilans
intégraux de masse, de quantité de mouvement et d’énergie cinétique entre une section en amont et une section
en aval dans lesquelles l’écoulement est établi (pas d’évolution longitudinale des profils de vitesse, filets fluides
rectilignes et parallèles, écoulement unidimensionnel).
• Bilan de masse: Q =ρ1 Ud1 S1 =ρ2 Ud 2 S2 et nous supposerons ρ1 = ρ2 = ρ
193
194
• Bilan de quantité de mouvement: Nous partons cette fois de la formulation générale (15.2) dans laquelle
le frottement pariétal est négligé. Ceci est justifié par le fait que la recirculation est une zone où les vitesses sont
localement faibles, au point qu’on peut la considérer comme une zone d’eau morte.
r r r
r
ρ ∫∫ (V) V g n dS = − ∫∫ P* n dS
S1 ∪S2
(15.12)
S1 ∪ S2 ∪ Sp
r r
r r
Explicitons cette relation, sachant que V1 g n1 < 0 et V2 g n 2 > 0 , et que P* est constant dans les sections
droites. Il vient:
r
r
ρβ1 Ud21 S1 n1 + ρ β2 U 2d2 S2 n 2
r
r
r
= − P1* S1 n1 − P2* S2 n 2 − ∫∫ P* n dS
(15.13)
Sp
Dans la zone d’eau morte on peut approximer que la pression est proche de la situation hydrostatique (cette
hypothèse s’appuie sur des observations expérimentales); ainsi la pression étoilée sur la section annulaire d’aire
S2 - S1 est assimilable à P1* . La projection de (15.13) sur l’axe de la conduite est donc:
−ρβ1 Ud21 S1 + ρ β 2 U d2 2 S2
(
ρ β 2 U 2d2 S2 − β1 Ud21 S1
)
= P1* S1 − P2* S2 + P1* (S2 − S1 )
(15.14)
= (P1* − P2* )S2
• Bilan d’énergie: La relation de Bernoulli sur le tube de courant limité par les parois entre (S1) et (S2) est
(14.11):
 U d21 P1*   U d22 P2* 
+
+
 α1
 = α
 + ∆H1→ 2
 2 g ρ g   2 2g ρ g 

 

avec ∆H1→2 = ξ
Ud21
2g
(15.15)
.
La substitution de (P1* − P2* ) de (15.14) dans (15.15) donne finalement:

S2
S  Ud
∆H1→ 2 = α 1 + (2 β2 − α 2 ) 12 − 2 β1 1  1
S2
S2  2 g
144444244444
3
2
(15.16)
ξ
Les applications les plus courantes en hydraulique concernent des écoulements turbulent. A quelques % près
on approxime en général α1 = α2 = β1 = β2 = 1. On obtient alors la relation dite de Borda-Belanger:
∆H1→ 2 =
(U d1 − U d2 ) 2
(15.17)
2g
Le coefficient de perte de charge, selon que l’on considère la vitesse de référence en amont ou en aval de
l’élargissement, est alors donné par:
2
2
 S  U d1
∆H =  1 − 1 
S2  2 g
1424
3
ξ
194
2
2
 S  Ud2
∆H =  1 − 2 
S1  2 g
1424
3
ξ
(15.18)
195
La perte de charge s’annule lorsque S1 = S2 et elle est maximale lorsque S2 → ∞ , c’est-à-dire lorsque le
conduit 1 débouche dans un réservoir de très grande section.
15.2.3 Puissance d’une hélice
Une hélice propulsive communique au fluide ambiant de la quantité de mouvement dans la direction de son
axe. Il en résulte, par réaction, une poussée Π qui est transmise au bateau ou à l’avion (ou au support du
ventilateur). Nous allons expliciter la force propulsive Π et le rendement η de propulsion de l’hélice.
Nous considérons une hélice qui se déplace à la vitesse constante W dans un fluide incompressible. Pour
simplifier, la pression de référence à grande distance de l’hélice sera prise arbitrairement à zéro. A l’infini
amont, le fluide est au repos, et loin en aval sa vitesse est u’. Au voisinage de l’hélice en amont (section k d’aire
S), la vitesse du fluide est u. Immédiatement en aval (section l), on peut considérer pratiquement que la section
de débit est aussi S; ceci impose, par conservation de la masse, que la vitesse dans la section l est également u.
Toutes les vitesses et pressions définies ici sont les valeurs moyennes dans les sections.
Plaçons nous maintenant dans le référentiel en translation horizontale uniforme lié à l’hélice. La vitesse du
fluide dans les différentes sections est indiquée sur le schéma du bas. La vitesse évolue entre les sections j et k
d’une part, et entre les sections l et m d’autre part car l’écoulement amont converge vers l’hélice.
Référentiel lié au fluide au repos
•
k
l
m
N
S1
i
S
S4
S
W
U1 = 0
N
U2 = u
P1 = 0
W
P2
W+u
U3 = u
P3
W+u
U 4 = u'
P4 = 0
W+u'
Référentiel lié à l'engin
195
196
Les bilans intégraux de quantité de mouvement et d’énergie entre les sections k et l vont nous permettre de
déterminer la poussée reçue par l’hélice et la puissance utile au déplacement.
• Bilan de masse: Nous l’avons déjà exprimé: Q = ρ2 U 2 S2 =ρ3 U 3 S3
et puisque ρ2 =ρ3 et S2 ˜ S3, on a U2 = U3
• Bilan de quantité de mouvement: Dans la direction horizontale, le bilan intégral de quantité de
mouvement entre k et l s’écrit (15.2), en notant Sh l’enveloppe solide de l’hélice:
ρ
∫∫
S2 ∪S3
r r r
(V) V g n dS = −
=−
∫∫
S2 ∪S3 ∪Sh
∫∫
S2 ∪S3
r
r
P* n dS + ∫∫ τ g n dS
Sh
)
(
r
r
r
P n dS + ∫∫ − P* n + τ g n dS
*
Sh
144
42444
3
r
r
= Fh →f =−Π
r
r
où Fh →f est la force exercée par l’hélice sur le fluide et Π l’effort sur l’hélice.
Exprimons les différents termes :
r
r
ρβ2 (U 2 i ) (− U 2 )S2 + ρβ3 (U 3 i ) (U 3 )S3
r
r
r
= −P2* ( i )S2 − P3* (− i )S3 − Π i
Dans ce type d’application, l’écoulement est toujours pleinement turbulent, aussi pouvons-nous approximer
β2 = β3 ˜ 1. Ainsi :
−ρU 22S2 + ρU 32S3 = −P2*S2 + P3*S3 − Π
et puisque U2 = U3 et S2 ˜ S3 :
Π = (P3* − P2* )S
(15.19)
• Bilan d’énergie: La relation de Bernoulli (14.11), appliquée au tube de courant horizontal entre k et l, est
(α2 = α3 ˜ 1):
U 32 P3* U 22 P2*
P
+
=
+
+ m
2 g ρ g 2 g ρ g ρ g Qv
où Pm est la puissance motrice fournie par l’hélice. Puisque U2 = U3, on obtient:
Pm = Q v ( P3* − P2* )
(15.20)
En rapprochant (15.19) et (15.20), on peut décomposer la puissance motrice en deux termes:
Pm = Q v Π / S = Π (W + u) = Π
W+Π
u)
{
{
Pu
(15.21)
Pε
où apparaissent Pu, interprété comme la puissance utile à la propulsion, et Pε, l’énergie cinétique communiquée
196
197
au fluide par unité de temps et dissipée dans le sillage lointain. On définit le rendement de l’hélice par le rapport
η=
Pu
ΠW
W
=
=
Pm Π (W + u) W + u
(15.22)
Nous pouvons aller plus loin en recherchant une relation entre les vitesses u et u’. Pour cela nous allons
écrire la relation de Bernoulli sur le tube de courant, respectivement entre les sections j et k, et les sections l
et m.
• entre j et k:
• entre l et m:


ρ

⇒ P3 − P2 = u '(2W + u ')

2
2
2
P (W + u ') 
(W + u)
+ 3 =
2g
ρg
2 g 
W 2 (W + u) 2 P2
=
+
ρg
2g
2g
(15.23)
La substitution de cette expression de P3 - P2 dans l’expression (15.19) de la poussée donne:
Π = ρS u '
(2W + u ')
2
(15.24)
Écrivons pour finir le bilan de quantité de mouvement du fluide contenu dans le tube de courant entre les
sections j et m. En projection horizontale la relation intégrale (15.8) se réduit à:
(W + u ') Q − W Q = Π
•
S1
W
P1 = 0
k
N
l
W+u
i
W+u
P2
P3
m
W+u'
P4 = 0
Référentiel lié à l'engin
et, en substituant Q = ρ (W + u)S , on obtient une autre expression de la poussée:
Π = ρ S u ' (W + u)
qu’on peut rapprocher de (15.24). On aboutit alors à: u = u '/ 2 , c’est-à-dire par conservation du débit S4 = S/2.
197
198
Section
j
k et l
m
Vitesse moyenne
W
W+u
W + 2u
Aire
2S
S
S/2
La contraction du tube de courant s’effectue pour moitié en amont et pour moitié en aval. Le rendement
propulsif peut maintenant s’exprimer en fonction de W et u’:
η=
W
2W
=
W + u 2W + u '
Il est maximum quand u’ = 0, mais la poussée est alors nulle. En général, η ne dépasse pas 0,85 pour les
avions et 0,60 pour les navires. Pour obtenir u’, il est nécessaire de déterminer expérimentalement la puissance
motrice Pm (ou u).
198
Annexe 1 Coordonnées cartésiennes
r r r
• Système ( e x , ey , ez )
• Tenseur gradient de vitesse
 ∂U

 ∂x
 ∂V
G ij = Vi, j = 
 ∂x
 ∂W

 ∂x
∂U
∂y
∂V
∂y
∂W
∂y
∂U 

∂z 
∂V 

∂z 
∂W 

∂z 
• Tenseur des taux de déformation
 ∂U

 ∂x

1
Dij = (Vi , j + Vj,i ) = 
2


 S


1  ∂U ∂ V 
+


2  ∂y ∂ x 
∂V
∂y
1  ∂U ∂W  
+


2  ∂z ∂ x  
1  ∂V ∂W  
+


2  ∂z ∂y  

∂W


∂z

(S signifie symétrique)
• Tenseur des taux de rotation

1  ∂V ∂U  1  ∂U ∂W  
−
−
0 − 


 
2  ∂x ∂y  2  ∂z ∂x  


1
1  ∂W ∂V  
Ωij = (Vi, j − Vj,i ) = 
0
− 
−

2

2  ∂y ∂z  


0
A





(A signifie antisymétrique)
• Tenseur des contraintes visqueuses newtoniennes
r
 2µ
 ∂U ∂V 
∂U
divV + 2 µ
µ
+
−

∂x
 ∂y ∂x 
 3

r
2µ
∂V
τij = 
−
divV + 2 µ

3
∂y


S





 ∂V ∂W  
µ
+
 
 ∂z ∂y  

r
2µ
∂W 
−
divV + 2 µ
3
∂z 
 ∂U ∂W 
µ
+

 ∂z ∂x 
201
Equations du mouvement des fluides newtoniens incompressibles
Les forces de volume sont réduites à la seule force de pesanteur
µ, K, Cp sont supposés constants
Les échanges radiatifs de chaleur sont négligés
∂U ∂V ∂W
+
+
=0
∂x ∂y ∂z
• Equation de continuité
• Equation de quantité de mouvement
∂U
∂U
∂U
∂U
+ U
+V
+W
∂t
∂x
∂y
∂z
= gx
−
1 ∂P
ρ ∂x
 ∂2 U ∂2 U ∂2 U 
+ ν 2 + 2 + 2 
∂y
∂z 
 ∂x
∂V
∂t
+ U
∂V
∂V
∂V
+V
+W
∂x
∂y
∂z
= gy
−
1 ∂P
ρ ∂y
 ∂2 V ∂2 V ∂2 V 
+ ν 2 + 2 + 2 
∂y
∂z 
 ∂x
∂W
∂t
+ U
∂W
∂W
∂W
+V
+W
∂x
∂y
∂z
= gz
−
1 ∂P
ρ ∂z
 ∂2 W ∂2 W ∂2 W 
+ ν 2 + 2 + 2 
∂y
∂z 
 ∂x
• Equation de l’énergie
 ∂ 2Θ ∂ 2Θ ∂ 2Θ  Φ
∂Θ
∂Θ
∂Θ
∂Θ
+U
+V
+W
=a 2 + 2 + 2 + 1
∂t
∂x
∂y
∂z
∂y
∂z  ρ Cp
 ∂x
• Fonction de dissipation visqueuse pour les fluides newtoniens
r 2
r 2
r 2
 ∂U divV
  ∂V divV   ∂W divV  
Φ1 = 2µ 
−
+
−
+
−
 
 
 
3   ∂y
3   ∂z
3  
 ∂x

 ∂U ∂V   ∂U ∂W   ∂V ∂W 
+ µ 
+
+
+
 +

 +
 ∂y ∂x   ∂z ∂x   ∂z ∂y 
2
2
2



201
202
Annexe 2 Coordonnées cylindriques
r r r
• Système ( er , eθ , ez )
 x = r cos θ

• Relation avec les coordonnées cartésiennes:  y = r sin θ
z = z

• Tenseur gradient de vitesse:
 ∂Vr
 ∂r

 ∂V
G ij = Vi, j =  θ
∂r

 ∂Vz
 ∂r

1 ∂Vr Vθ
−
r ∂θ r
1 ∂Vθ Vr
+
r ∂θ r
1 ∂Vz
r ∂θ
∂Vr 
∂z 
∂Vθ 
∂z 

∂Vz 
∂z 
• Tenseur des taux de déformation:
 ∂Vr

 ∂r

1
Dij = (Vi , j + Vj,i ) = 
2


 S


1  ∂  Vθ  1 ∂Vr 
+
r

2  ∂r  r  r ∂θ 
1 ∂Vθ Vr
+
r ∂θ r
1  ∂Vz ∂Vr  
+

2  ∂r ∂z  
1  1 ∂Vz ∂Vθ  

+
2  r ∂θ ∂z  

∂Vz


∂z

• Tenseur des taux de rotation:

1  1 ∂ (rVθ ) 1 ∂Vr 
1  ∂Vr ∂Vz  
−
−
0 − 


2  r ∂r
r ∂θ 
2  ∂z ∂r  


1
1  1 ∂Vz ∂Vθ  
Ωij = (Vi , j − Vj,i ) = 
− 
−
0

2
2  r ∂θ ∂z  

A

0




• Tenseur des contraintes visqueuses newtoniennes
r
 2µ
 ∂  V  1 ∂Vr 
∂V
 ∂V ∂V 
divV + 2 µ r
µ r  θ  +
µ z + r 
−

∂r
 ∂r ∂z 
 ∂r  r  r ∂θ 
 3

r
2µ
 1 ∂Vθ Vr 
 1 ∂Vz ∂Vθ 
τij = 
−
divV + 2 µ 
+ 
µ
+

3

 r ∂θ r 
 r ∂θ ∂z 

r
∂V
2µ

S
−
divV + 2 µ z

3
∂z

202










203
Equations du mouvement des fluides newtoniens incompressibles
Les forces de volume sont réduites à la seule force de pesanteur
µ, K, Cp sont supposés constants
Les échanges radiatifs de chaleur sont négligés
1 ∂ (rVr ) 1 ∂Vθ ∂Vz
+
+
=0
r ∂r
r ∂θ
∂z
• Equation de continuité
• Equation de quantité de mouvement
 ∂Vr

 ∂t




 ∂Vθ
 ∂t




 ∂Vz
 ∂t




+ Vr
+ Vr
+ Vr
∂Vr Vθ ∂Vr
∂V V 2
+
+ Vz r − θ
r ∂θ
r
∂r
∂z
= gr −
1 ∂P
ρ ∂r
∂Vθ Vθ ∂Vθ
∂V V V
+
+ Vz θ + r θ
r ∂θ
r
∂r
∂z
 1 ∂  ∂Vr
+ ν
r
 r ∂r  ∂r
1 ∂P
= gθ −
ρ r ∂θ
∂Vz Vθ ∂Vz
∂V
+
+ Vz z
∂r
r ∂θ
∂z
 1 ∂  ∂Vθ  1 ∂ 2 Vθ ∂ 2 Vθ Vθ 2 ∂Vr 
+ ν
+ 2 − 2 + 2

r
+ 2
2
r
r ∂θ 
∂z
 r ∂r  ∂r  r ∂θ
1 ∂P
= gz −
ρ ∂z
 1 ∂  ∂Vz
+ ν
r
 r ∂r  ∂r
2
2
 1 ∂ Vr ∂ Vr Vr 2 ∂Vθ 
+
+
− −

 r 2 ∂θ2
∂z 2 r 2 r 2 ∂θ 

2
2
 1 ∂ Vz ∂ Vz 
+
+

 r 2 ∂θ2
∂z 2 

• Equation de l’énergie
 1 ∂  ∂Θ  1 ∂ 2 Θ ∂ 2 Θ  Φ1
∂Θ
∂Θ Vθ ∂Θ
∂Θ
+ Vr
+
+ Vz
=a
+ 2 +
r
+ 2
2
∂t
∂r
r ∂θ
∂z
∂z  ρ Cp
 r ∂r  ∂r  r ∂θ
• Fonction de dissipation visqueuse pour les fluides newtoniens
r 2
r 2
r 2
  ∂V divV
  1 ∂Vθ Vr divV   ∂Vz divV  
r
Φ1 = 2µ  
−
+ −
−
 +
 +
 
∂r
3   r ∂θ r
3   ∂z
3  
 

  ∂  V  1 ∂V  2 1 ∂V ∂V  2  ∂V ∂V  2 
r
z
+ µ r  θ +
+ θ  + z + r  
 +
  ∂r  r  r ∂θ   r ∂θ ∂z   ∂r ∂z  
203
204
Annexe 3 Coordonnées sphériques
r r r
• Système ( e r , eθ , eϕ )
 x = r cos θ

• Relation avec les coordonnées cartésiennes:  y = r sin θ cos ϕ
 z = r sin θ sin ϕ

• Tenseur gradient de vitesse:
 ∂Vr

 ∂r
 ∂V
G ij = Vi , j =  θ
 ∂r
 ∂V
 ϕ
 ∂r

• Tenseur des taux de déformation:
 ∂Vr

 ∂r

1
Dij = (Vi , j + Vj,i ) = 
2


 S


1 ∂Vr Vθ
−
r ∂θ r
1 ∂Vθ Vr
+
r ∂θ r
1 ∂Vϕ
r ∂θ

1 ∂Vr Vϕ
−

rsin θ ∂ϕ r

1 ∂Vθ Vϕ cosθ 
−

rsin θ ∂ϕ r sin θ 

1 ∂Vϕ Vr Vθ cosθ 
+ +
rsin θ ∂ϕ r
r sin θ 
1  1 ∂Vr ∂  Vθ  
+r
2  r ∂θ ∂r  r  
1 ∂Vθ Vr
+
r ∂θ r




1  sin θ ∂  Vϕ 
1 ∂Vθ  



+
2  r ∂θ  sin θ  rsin θ ∂ϕ  


Vθ
1 ∂Vϕ Vr
+ +


rsin θ ∂ϕ r r tan θ

1  ∂  Vϕ 
1 ∂Vr 
r  +

2  ∂r  r  rsin θ ∂ϕ 
• Tenseur des taux de rotation:


1  1 ∂ (rVθ ) 1 ∂Vr 
1  1 ∂Vr Vϕ ∂Vϕ 
−
− −
0 − 




∂
∂θ
θ
∂ϕ
∂
2
r
r
r
2
rsin
r
r








1
1  2 ∂Vϕ
1 ∂Vθ sin θ ∂  Vϕ   
Ωij = (Vi , j − Vj,i ) = 
0
− 
−
−




2
2  r ∂θ rsin θ ∂ϕ
r ∂θ  sin θ   


0
A





• Tenseur des contraintes visqueuses newtoniennes
 2µ

r
 ∂  Vϕ 
∂V
 1 ∂Vr ∂  Vθ  
1 ∂Vr 
divV + 2 µ r
µ
+ r  
µ r 
−


+
∂r
 3

 r ∂θ ∂r  r  
 ∂r  r  rsin θ ∂ϕ 


r
 sin θ ∂  Vϕ 
2µ
1 ∂Vθ 
 1 ∂Vθ Vr 


divV + 2 µ 
τij = 
−
+ 
µ


+

3
 r ∂θ r 
 r ∂θ  sin θ  rsin θ ∂ϕ 



r
 1 ∂Vϕ Vr
Vθ  
2µ

S
−
divV + 2 µ 
+ +


3
 rsin θ ∂ϕ r r tan θ  

204
205
Equations du mouvement des fluides newtoniens incompressibles
Les forces de volume sont réduites à la seule force de pesanteur
µ, K, Cp sont supposés constants
Les échanges radiatifs de chaleur sont négligés
1 ∂ (r 2 Vr )
1 ∂ (sin θ Vθ )
1 ∂Vϕ
+
+
=0
2
r
∂r
r sin θ
∂θ
r sin θ ∂ϕ
• Equation de continuité
• Equation de quantité de mouvement
Vϕ ∂Vr Vθ2 + Vϕ2
∂Vr
∂V V ∂Vr
1 ∂P
+ Vr r + θ
+
−
= gr −
∂t
∂r
r ∂θ r sin θ ∂ϕ
r
ρ ∂r

2V
2 ∂ (Vθ sin θ)
2 ∂Vϕ 
+ ν ∇ 2 Vr − 2 r − 2
− 2

r
r
sin
θ
∂θ
r
sin
θ ∂ϕ 

Vϕ ∂Vθ
Vϕ
VV
∂Vθ
∂V V ∂Vθ
1 ∂P
+ Vr θ + θ
+
−
+ r θ = gθ −
∂t
∂r
r ∂θ r sin θ ∂ϕ r tan θ
r
ρ r ∂θ
2

V
2 ∂Vr
2 cos θ ∂Vϕ 
+ ν ∇ 2 Vθ + 2
− 2 θ2 − 2 2

r ∂θ r sin θ r sin θ ∂ϕ 

∂Vϕ
∂t
+ Vr
∂Vϕ
∂r
+
Vϕ ∂Vϕ Vr Vϕ Vθ Vϕ
Vθ ∂Vϕ
1 ∂P
+
+
+
= gϕ −
ρ r sin θ ∂ϕ
r ∂θ r sin θ ∂ϕ
r
r tan θ
Vϕ

2 ∂Vr
2cos θ ∂Vθ 
+ ν ∇ 2 Vϕ + 2
− 2 2 + 2 2

r sin θ ∂ϕ r sin θ r sin θ ∂ϕ 

• Equation de l’énergie
Vϕ ∂Θ
Φ
∂Θ
∂Θ Vθ ∂Θ
+ Vr
+
+
= a ∇2Θ + 1
∂t
∂r
r ∂θ r sin θ ∂ϕ
ρ Cp
• Fonction de dissipation visqueuse pour les fluides newtoniens
r 2
r 2
r 2
  ∂V divV
  1 ∂Vθ Vr divV   1 ∂Vϕ Vr
Vθ
divV  
r
Φ1 = 2µ  
−
+ −
+ +
−
 +
 +
 
∂r
3   r ∂θ r
3   rsin θ ∂ϕ r r tan θ
3  
 

2
2
2
  1 ∂V
∂  Vθ    ∂  Vϕ 
1 ∂Vr   sin θ ∂  Vϕ 
1 ∂Vθ  
r
+ µ 
+ r   + r 
 +
 
+

+
  r ∂θ ∂r  r    ∂r  r  rsin θ ∂ϕ   r ∂θ  sin θ  rsin θ ∂ϕ  
Dans les équations ci-dessus, l’opérateur ∇ 2 est défini par:
∇2 ≡
1 ∂  2∂ 
1
∂ 
∂ 
1
∂2
r
+
sin
θ
+




r 2 ∂r  ∂r  r 2 sin θ ∂θ 
∂θ  r 2 sin 2 θ ∂θ2
205
206
Annexe 4 Propriétés physiques des fluides
Température
Θ
Masse
volumique
Viscosité
dynamique
Viscosité
cinématique
Conductivité
thermique
Diffusivité
thermique
K
Nombre de
Prandtl
ν
Pr =
a
(°C)
ρ
µ
ν
(kg.m-3)
(kg.m-1.s-1)
(m2.s-1)
(J.m-1.s-1. K-1)
a
(m2.s-1)
-100
2,040
1,16 10-5
0,57 10-5
1,58 10-2
0,76 10-5
0,75
-50
1,582
1,45 10-5
0,92 10-5
0
1,293
1,71 10-5
1,32 10-5
2,41 10-2
1,84 10-5
0,72
10
1,247
1,76 10-5
1,41 10-5
2,48 10-2
1,96 10-5
0,72
20
1,205
1,81 10-5
1,50 10-5
2,54 10-2
2,08 10-5
0,72
30
1,165
1,86 10-5
1,60 10-5
40
1,127
1,90 10-5
1,69 10-5
60
1,060
2,00 10-5
1,88 10-5
80
1,000
2,09 10-5
2,09 10-5
100
0,946
2,18 10-5
2,30 10-5
3,17 10-2
3,28 10-5
0,70
200
0,746
2,58 10-5
3,46 10-5
300
0,616
2,95 10-5
4,81 10-5
500
0,456
3,58 10-5
7,85 10-5
1000
0,277
4,82 10-5
17,4 10-5
7,6 10-2
27,1 10-5
0,64
Coefficient de compressibilité
χ = 0,987 10-5 Pa-1
Coefficient de dilatation
β = 3,48 10-3 K-1
Célérité du son
c = 340,6 m.s-1
Cp = 1012 J.kg-1.K-1
Chaleur spécifique à 15 °C
Cv = 718 J.kg-1.K-1
γ = Cp/Cv = 1,402
Coef. de diffusivité de la vapeur d’eau à 15 °C
D H2O = 0,25 10-2 m2.s-1
Tableaux A4-1: Propriétés physiques de l’air sec sous une atmosphère (=1,013 105 Pa).
206
207
Masse
volumique
Température
Θ
Viscosité
dynamique
Viscosité
cinématique
Conductivité
thermique
Diffusivité
thermique
K
Nombre de
Prandtl
ν
Pr =
a
ρ
µ
ν
(kg.m-3)
(kg.m-1.s-1)
(m2.s-1)
(J.m-1.s-1. K-1)
a
(m2.s-1)
0
999,9
1,787 10-3
1,787 10-6
0,56
1,33 10-7
13,4
5
1000,0
1,519 10-3
1,519 10-6
10
999,7
1,304 10-3
1,304 10-6
0,58
1,38 10-7
9,5
15
999,1
1,140 10-3
1,140 10-6
20
998,2
1,002 10-3
1,004 10-6
0,59
1,42 10-7
7,1
25
997,1
0,890 10-3
0,893 10-6
30
995,7
0,798 10-3
0,801 10-6
0,61
1,46 10-7
5,5
35
994,1
0,720 10-3
0,724 10-6
40
992,3
0,654 10-3
0,658 10-6
0,63
1,52 10-7
4,3
50
988,1
0,546 10-3
0,553 10-6
60
983,
0,467 10-3
0,475 10-6
0,65
1,58 10-7
3,0
80
972,
0,355 10-3
0,366 10-6
0,67
1,64 10-7
2,2
100
958,
0,283 10-3
0,295 10-6
0,68
1,66 10-7
1,8
(° C)
Tableau A4-2: Propriétés physiques de l’eau pure sous une atmosphère.
Gaz
Masse
volumique
Viscosité
dynamique
ρ
µ
(kg.m-3)
(kg.m-1.s-1)
2,22 10-5
Ar
Paramètre de
viscosité (34)
n
Capacité
calorifique
Conductivité
thermique
Cp
K
(J.m-1.s-1. K-1)
0,72
(J.kg-1.K-1)
0,518 103
0,0175
Air
1,18
1,85 10-5
0,67
1,012 103
0,0259
He
0,155
1,94 10-5
0,67
5,18 103
0,1504
H2
0,082
0,88 10-5
0,68
14,25 103
0,1767
CO2
1,14
1,52 10-5
0,79
0,87 103
0,0166
1,09 10-5
0,87
1,41 103
0,0342
CH4
Tableau A4-3: Propriétés physiques de quelques gaz usuels à 27°C sous une atmosphère.
n
µ  Θ
=
 qui donne empiriquement la variation de la viscosité
µ o  Θo 
µ(Θ) avec une précision de ± 4% dans la gamme 250 ≤ Θ ≤ 1000 K ; ici, µο est la viscosité dynamique à la température
(34)
Pour ces gaz, on peut utiliser la loi en puissance
Θo = 293 K.
207
208
Masse
volumique
Viscosité
dynamique
ρ
µ
(kg.m-3)
(kg.m-1.s-1)
H2 O
998
1,002 10-3
Hg
13 550
1,550 10-3
1,07
Ammoniac
608
2,20 10-4
1,05
C6H6
899
Glycérine
1260
0,647 10-3
1,49
Glycol
1117
2,14 10-2
Fréon 12
1327
2,62 10-4
1,76
Essence
680
2,92 10-4
3,68
Kérosène
804
1,92 10-3
5,56
Méthanol
791
5,98 10-4
4,63
Huile SAE 10W
870
1,04 10-1
15,7
SAE 10W30
876
1,7 10-1
14,0
SAE 30W
891
2,9 10-1
18,3
SAE 50W
902
8,6 10-1
20,2
Liquide
Coefficient (35)
C
Tableau A4-2
Capacité
calorifique
Conductivité
thermique
Cp
K
(J.kg-1.K-1)
(J.m-1.s-1. K-1)
4,182 103
0,597
0,139 103
8,36
0,158
28,0
0,294
 Θ
µ

= exp  C  o −1  qui donne empiriquement la variation de la
µo
Θ

 
viscosité µ(Θ) avec une précision de ± 6 % dans la gamme 273 ≤ Θ ≤ 373K ; µο est la viscosité dynamique à la température
(35)
Pour ces liquides, on peut utiliser la relation
Θo = 293 K.
208
Index
Analyse de similitude: ...................................... 122
Analyse dimensionnelle.................................... 113
Bilan d’énergie cinétique
Généralités..................................................... 171
Pour les écoulements internes........................ 173
Bilan de quantité de mouvement
Cas des écoulements internes ........................ 198
Définition ........................................................ 76
Exemples
Elargissement brusque...................203
Poussée sur un coude.....................201
Puissance d’une hélice ..................205
Forme intégrale (Théorème d'Euler).............. 197
Formes locales ................................................. 78
Bilan intégraux ................................................. 165
Capacité calorifique ........................................... 32
Célérité du son .................................................... 37
Chaleurs spécifiques........................................... 37
Cisaillement ........................................................ 50
Coefficient adiabatique .................................... 112
Coefficient cinétique β ..................................... 200
Coefficient d’énergie cinétique α .................... 175
Coefficient de compressibilité............................ 36
Coefficient de dilatation..................................... 36
Conductivité thermique ............................... 91, 98
Convention de l’indice muet.............................. 12
Couette ................................................................ 56
Débit (mesures)................................................. 191
Débit masse ....................................................... 169
Débit volume ..................................................... 169
Décomposition du mouvement .......................... 52
Dérivée particulaire : ......................................... 41
Diffuseur ................................................... 177, 194
Diffusivité matérielle .................................... 91, 99
Diffusivité thermique ......................... 99, 100, 121
Dilatation............................................................. 49
Dissipation visqueuse
Formulation empirique .................................. 157
Positivité........................................................ 107
Divergence........................................................... 19
Echelles.............................................................. 110
Ecoulements en conduites
Profil de vitesse (laminaire)........................... 156
Profil de vitesse (turbulent) ........................... 160
Elargissement brusque............................. 177, 203
Energie cinétique
Théorème de l’énergie cinétique ..................... 79
Energie cinétique
Définition ........................................................ 31
Energie enthalpique
Equation de bilan............................................. 84
Energie interne
Définition ........................................................ 30
Equation de bilan............................................. 83
Forme différentielle......................................... 32
Enthalpie
Définition ........................................................ 36
Entropie
Equation de bilan............................................. 84
Équation d’état................................................... 29
Equation de continuité......................... 63, 76, 168
Euler
Accélération .................................................... 43
Cinématique Eulerienne .................................. 41
Théorème d'Euler .......................................... 197
Fluides compressibles
modèle adiabatique........................................ 134
modèle barotrope........................................... 133
modèle isotherme .......................................... 134
Formule de Stokes .............................................. 22
Formules de Green-Ostrogradski ..................... 21
Identités vectorielles........................................... 21
Lagrange ............................................................. 40
Laplacien............................................................. 20
Lignes d’émission ............................................... 46
Lignes de courant ............................................... 45
Loi de Fick .......................................................... 91
Loi de Fourier..................................................... 90
Loi de Newton
Ecriture............................................................ 93
Exemple de calcul de la contrainte visqueuse . 94
Généralités....................................................... 91
Pour un fluide parfait....................................... 93
Navier-Stokes
Diffusion d’un filament tourbillonnaire ........ 152
Écoulement de Couette.................................. 149
Écoulement de Poiseuille .............................. 155
Écoulement entre 2 plaques planes................ 146
Ecoulements en conduites ............................. 146
Ecoulements parallèles .................................. 143
Equations générales....................................... 103
Forme adimensionnelle ................................. 117
Généralités..................................................... 101
Limites de validité ......................................... 158
Pour un fluide isovolume .............................. 104
Pour un fluide parfait..................................... 104
Premier problème de Stokes.......................... 150
210
Solutions exactes ........................................... 143
Nombre d’Euler
Similitude ...................................................... 123
Nombre de Froude
Définition ...................................................... 111
Interprétation ................................................. 120
Similitude ...................................................... 123
Nombre de Lewis................................................ 99
Nombre de Mach
Similitude ...................................................... 124
Nombre de Mach:............................................. 112
Nombre de Péclet
Définition ...................................................... 112
Interprétation ................................................. 121
Nombre de Prandtl............................................. 99
Nombre de Reynolds
Définition ...................................................... 112
Ecoulement en conduites............................... 160
Interprétation ................................................. 119
Similitude ...................................................... 123
Nombre de Strouhal ......................................... 111
Nombre d'Eckert .............................................. 112
Nombre deSchmidt............................................. 99
Nombre d'Euler
Définition ...................................................... 112
Nombres adimensionnels
Pour le transport diffusif.................................. 99
Tableau des nombre principaux..................... 125
Pertes de charge
Charge des machines ..................................... 176
Exemple de calcul.......................................... 179
Ligne de charge ............................................. 181
Notion de charge ........................................... 175
Pertes régulières ............................................ 176
Pertes singulières................................... 176, 178
Régime laminaire .......................................... 158
Relation de Blasius ........................................ 161
Relation de ColeBrook .................................. 161
Relation de Darcy.......................................... 158
Relation de von Kármán................................ 161
Pression
Définition ........................................................ 93
Mesure dans un écoulement .......................... 189
Pression d’arrêt ................................................ 188
Pression étoilée
Effet de courbure ........................................... 174
Pression étoilée
Définition ...................................................... 130
Pression statique
Dans un fluide au repos ................................... 72
Définition ........................................................ 70
Mesure dans un écoulement .......................... 189
Produit mixte de 3 vecteurs ............................... 18
Produit vectoriel ................................................. 17
Quantité de chaleur
Bilan d’énergie ................................................ 82
Définition ........................................................ 31
Loi de Fourier.................................................. 90
Rayon hydraulique........................................... 158
Référentiel........................................................... 43
210
Relation de Bernoulli
Equation ........................................................ 176
Exemples ....................................................... 186
Pour les fluides parfaits ................................. 182
Pour les fluides visqueux............................... 174
Relation de Torricelli ....................................... 186
Rétrécissement brusque................................... 178
Rotamètre ......................................................... 193
Rotation............................................................... 48
Rotationnel.......................................................... 20
Rugosité
Valeurs pour quelques matériaux .................. 164
Sonde de Prandtl .............................................. 190
Statique
Centrifugation................................................ 133
Équilibres pseudo-statiques........................... 132
Mesure de la pression statique....................... 137
Relation fondamentale................................... 129
Résultante de pression sur une paroi ............. 135
Tension superficielle ..................................... 139
Théorème d’Archimède................................. 130
Surface portante
Portance......................................................... 115
Traînée........................................................... 115
Traînée de frottement .................................... 117
Traînée de pression........................................ 117
Taux de d’allongement ...................................... 53
Taux de dilatation volumique ........................... 62
Température
Equation adimensionnelle ............................. 120
Equation locale................................................ 84
Tenseur des contraintes
Composantes ................................................... 69
Généralités....................................................... 67
Symétrie .......................................................... 69
Tenseur des contraintes visqueuses
Composantes ................................................... 93
Définition ........................................................ 72
Exemple......................................................... 148
Tenseurs
Changement de base........................................ 14
Contraction ...................................................... 15
Divergence d’un tenseur.................................. 19
Généralités................................................. 13–18
Gradient d’un tenseur ...................................... 19
Multiplication contractée................................. 16
Multiplication tensorielle ................................ 15
Opérations sur les tenseurs .............................. 15
Taux de déformation ....................................... 54
Taux de rotation .............................................. 54
Tenseur d’orientation ...................................... 17
Tenseur gradient .............................................. 19
Vecteur associé à un tenseur antisymétrique ... 18
Théorème d'Archimède ................... Voir Statique
Théorème de Vaschy-Buckingham ................. 114
Théorème Π ............... Voir Théorème de VaschyBuckingham
Théorèmes de transport
Cas d’un volume de contrôle fixe.................... 60
Cas d’un volume de contrôle matériel............. 60
211
Cas général d’un volume de contrôle arbitraire58
En présence d’une surface singulière .............. 61
En vitesse relative............................................ 60
Formes alyernatives......................................... 61
Généralités....................................................... 57
Pour un champ vectoriel .................................. 60
Trajectoires......................................................... 44
Translation.......................................................... 47
Tube de courant.................................................. 46
Turbulence
Expérience de Reynolds ................................ 159
Généralités..................................................... 159
Unités et dimensions......................................... 109
Venturi .............................................................. 191
Viscosité
Définition ........................................................ 93
Dimensions...................................................... 98
Vitesse de débit ................................................. 169
Volume de contrôle ............................................ 57
211
Bibliographie sommaire
[1]
Germain P., 1973, Cours de Mécanique des Milieux Continus, Tome 1, Ed. Masson.
[2]
Midoux N., 1985, Mécanique et Rhéologie des Fluides en Génie Chimique, Ed. Lavoisier.
[3]
Reid R.C., J.M. Prausnitz & T.K. Sherwood, 1977, The Properties of Gases and Liquids, Mc Graw
Hill.
[4]
Yaws C.L., 1977, Physical Properties, Mc Graw Hill.
[5]
Catchpole J.P. & G. Fulford, 1966, Ind. and Eng. Chem., 58, 46.
[6]
Danielson D.A., 1992, Vectors and Tensors in Engineering and Physics, Addison-Wesley Publishing
Company, New York.
[7]
Roy J.-F.,1981, Fluides Visqueux Incompressibles, Ed. de l’Ecole Nationale des Techniques
Avancées, Paris.
[8]
Idel’cik I.E., 1986, Memento des Pertes de Charges, Collection de la Direction des Etudes et
Recherches d’EdF, n°13, Ed. Eyrolles.
[9]
Carlier M., 1986, Hydraulique Générale et Appliquée, Collection de la Direction des Etudes et
Recherches d’EdF, n°14, Ed. Eyrolles.
Ouvrages conseillés pour les Travaux en Autonomie
[10]
Candel S., 1995, Mécanique des Fluides, Cours, Ed. Dunod.
[11]
Candel S., 1995, Mécanique des Fluides, Problèmes résolus, Ed. Dunod.
[12]
Chassaing P., 1997, Mécanique des Fluides, Eléments d’un premier parcours, Ed. Cépaduès.
[13]
Spurk J.H., 1997, Fluid Mechanics, Problems and solutions, Ed. Springer.
[14]
Morel M.A. et J.-P. Laborde, 1992, Exercices de Mécanique des Fluides, Ed. Eyrolles.
[15]
Meier D. et O. Kempf, 1996, Mécanique des Fluides, Cours avec exercices résolus, Ed. Masson.
[16]
Joulié R., 1998, Mécanique des Fluides Appliquée, Ed. Ellipses.
[17]
Coirier J., 1997, Mécanique des Milieux Continus, Concepts de base, Cours et exercices avec solution
Ed. Dunod.
[18]
Ryhming I.L., 1985, Dynamique des Fluides, Ed. Presses Polytechniques Romandes.